Pobierz ten numer w pdf

Transkrypt

prof.dr hab.inż. Jerzy Madej
dr hab. inż. Marian Medwid
Instytut Pojazdów Szynowych „TABOR”
Nowa koncepcja przestawczego układu biegowego pojazdu
szynowego dla różnych szerokości toru
w zarządach UIC – OCЖД
W referacie omówiono przestawny układ biegowy pojazdu szynowego dla różnych
rozstawów szyn. Jest nim zestaw odpowiednio poszerzonych kół, pozbawionych
obrzeży, stowarzyszony nieodłącznie z nastawnym zespołem dwóch „obcych” rolek
prowadzących, przeznaczony do ruchu kolejowego pomiędzy dwoma sieciami
transportowymi wschodniej Europy UIC – OCЖД. Celem głównym rozwiązania
jest ułatwienie przekraczania granicy bez wymiany wózków.
Odpowiednio poszerzone pierścienie biegowe kół nośnych obejmują obydwie
szerokości toru w sąsiadujących zarządach kolejowych. Techniczna zasada nowej
koncepcji została przedstawiona na rysunkach i odpowiednio skomentowana. W
referacie poświęcono należyte miejsce zagadnieniu bezpieczeństwa przed
wykolejeniem. Znaczącą (stowarzyszoną) korzyścią omawianego rozwiązania jest
znacznie niższy koszt reprofilacji zarysu kół nośnych w porównaniu do korekcji kół
zestawów klasycznych po porównywalnym przebiegu eksploatacyjnym.
1. Racjonalny zarys współpracy koła i szyny
W światowej kolejowej technice taborowej znane
są liczne rozwiązania konstrukcyjne tzw. przestawnych zestawów kołowych w układach biegowych
pojazdów szynowych przeznaczonych do ruchu w
obrębie zarządów kolejowych o różnych szerokościach toru. We wszystkich tych rozwiązaniach zestawy kół mają odpowiednio uprofilowane, rozsuwane koła klasyczne, z własnymi obrzeżami. Zestawy
dla transportu przestawczego z kołami rozsuwanymi
są pod względem mechanicznym bardzo złożone,
kosztowne i przeznaczone głównie dla wagonów pasażerskich; nie mogą być stosowane w lokomotywach.
Nowa koncepcja techniczna budowy szczególnie
prostego zestawu kół dla transportu przestawczego
ma zestawy z kołami nie rozsuwanymi. Koła biegowe
takich zestawów mają być odpowiednio poszerzone i
pozbawione obrzeży, zaś rozsuwane są jedynie obce
obrzeża rolkowe. Dodatkową zaletą prezentowanego
rozwiązania jest znaczące zmniejszenie kosztów reprofilacji eksploatacyjnie zużytych bieżni kół, gdyż
„obce” obrzeża są znacznie mniejsze i tańsze od kół
nośnych oraz mogą być łatwo wymieniane.
Wymiarowo bliski rozstaw szyn UIC – OCЖД
(42,5 mm) we wspólnym obszarze skrajni taboru może być obsługiwany przez powszechnie aprobowany
zestaw kół z poszerzonymi pierścieniami biegowymi
1 pozbawionymi obrzeży, oraz zespół „obcych”, rolkowych, rozsuwanych obrzeży bezpieczeństwa 2.
POJAZDY SZYNOWE NR 2/2011
Rys. 1. W sąsiadujących zarządach UIC – OCЖД jednostronna
różnica położeń szyn w stosunku do osi toru wynosi 85/2 = 42,5
mm
Jeżeli na rysunek 2 spojrzymy w pozaemocjonalnym świetle nauki i postępu, to racjonalną budowę
zarysu współpracy koła z szyną powinny określać dwa
bezwzględne czynniki techniczne:
– bezdyskusyjny pewnik, że podstawowe prowadzenie zestawu w torze dokonuje się za pomocą adhezyjnych sił podłużnych, oraz
– obrzeża biegowych kół zestawu spełniają funkcję
zabezpieczającą przed zejściem z toru zgodnie z
kryteriami bezpieczeństwa wyznaczonymi metodami naukowymi, jak na przykład kryterium Nadala [1].
Y tgγ − µ
=
Q 1 + tgγ
(1)
gdzie:
Y – siła boczna skierowana zgodnie z kierunkiem osi zestawu,
Q – pionowy nacisk koła na szynę,
1
γ – kąt styku koła z szyną,
µ – współczynnik tarcia w punkcie styku.
Rys. 2. Zasada współpracy części biegowej nieklasycznego koła
zestawu 1, wyposażonego w obce obrzeża rolkowe 2, z szyną 3,
zapewniająca realizację profilu klasycznego 4, widziana
w płaszczyźnie pionowej pojazdu zgodnie z kierunkiem osi tor
Wyżej wymienione czynniki pozwalają na budowę
technicznie racjonalnego zestawu nieklasycznego, z
rolkowymi obrzeżami spełniającymi kryterium (1).
3. Konstrukcyjna elastyczność budowy zestawu
Rys. 5. Konstrukcyjny przykład budowy osiowego węzła zestawu
dla kolejowej komunikacji przestawczej
Łożyskowy korpus rolki obcego obrzeża 2
najkorzystniej powinien pozostać pod ramą pojazdu
nieusprężynowany, podobnie jak koło biegowe 1, przy
czym w kierunku pionowym powinien być połączony
na przykład z korpusem L łożyska osi zestawu.
4. Mechanizm rozsuwania obrzeży rolkowych
Na rysunkach 6 i 7 przykładowo pokazano zasadę
mechanicznego rozsuwania obrzeży rolkowych.
Rys. 3. Praca obcego obrzeża 2 w warunkach nabiegania na szynę
2. Elementarna zasada budowy podwozia pojazdu
Rys. 6. Zasada rozsuwania i ryglowania obcych obrzeży
rolkowych w krzywkowym przykładzie wykonania; położenie w
torze 1520 mm
Rys. 4. Obce obrzeże rolkowe 2 powinno być osadzone po
wewnętrznej stronie szyny 3, pod ramą 5 pojazdu możliwie blisko
koła biegowego 1
2
Rys. 7. Zasada rozsuwania i ryglowania obcych obrzeży
rolkowych w krzywkowym przykładzie wykonania; położenie w
torze 1435 mm
5. Aspekt eksploatacyjny
Poważnym atutem proponowanego rozwiązania
jest prostota reprofilacji zarysu współpracy zestawu z
torem. Zgodnie z rysunkami 3 i 5 rolka 2 ma średnicę
znacznie mniejszą niż koło 1 zestawu, ma zarys
symetryczny i może być przekładana na drugą stronę.
Rolka obrzeża, jako niewielki element podwozia,
może być wymieniana z kanału obsługowego w
wagonowni. Jakkolwiek reprofilacja zarysu koła
biegowego 1 wymaga zabiegów tradycyjnych, to jest
przy tym znacznie bardziej materiałooszczędna niż w
przypadku zarysu klasycznego z obrzeżem własnym.
Odpowiednie ilustracje porównawcze przedstawiono
na rys. 8 i 9.
– zastosowanie trakcyjnych kół nośnych bez obrzeży
zostało wypróbowane przez wiele dziesięcioleci w
taborowej technice parowozów pięcioosiowych,
gdzie środkowy zestaw był pozbawiony obrzeża,
zaś prowadzenie parowozu w torze było powierzone obrzeżom nabiegających zestawów krańcowych;
– boczne siły prowadzące przenoszone są na ramę
pojazdu poprzez osiowe łożyska i prowadniki nośnych zestawów kołowych podobnie jak w rozwiązaniach tradycyjnych;
– poszerzone pierścienie biegowe kół nośnych swobodnie mieszczą się w tradycyjnej skrajni taboru;
– zespoły obcych obrzeży rolkowych są relatywnie
niedrogie i mogą być łatwo dozorowane oraz wymieniane w wagonowniach i lokomotywowniach z
kanałów przeglądowych.
Literatura
Rys. 8. Materiał skrawany podczas reprofilacji klasycznego koła
pojazdu szynowego
[1] Z e n g J., G u a n Q., H., Study on flange climb
derailment criteria of a railway wheelset, Vehicle
System Dynamics, 2008, Vol. 46, No. 3, s. 239-251.
[2] M a d e j
J., M e d w i d
M., M e r k i s z
J.,
S t a w e c k i W., Zestaw kół biegowych z obcymi
obrzeżami rolkowymi, Zgłoszenie patentowe.
[3] M a d e j
J., M e d w i d
M., M e r k i s z
J.,
S t a w e c k i W., Zestaw kół biegowych z obcymi
obrzeżami rolkowymi dla systemu przestawczego o
zmiennej szerokości toru kolejowego 1435-1520,
Zgłoszenie patentowe.
Rys. 9. Materiał skrawany podczas reprofilacji nieklasycznego
koła bezobrzeżowego
6. Podsumowanie
Zaprezentowana koncepcja układu biegowego,
dzięki swej technicznej prostocie, otwiera możliwość
łatwego rozwiązania komunikacji wschód–zachód
dzięki następującym atrybutom:
– zaprezentowane rozwiązanie techniczne jest odpowiednie zarówno dla wagonów jak też lokomotyw oraz innych pojazdów trakcyjnych;
– zaprezentowane rozwiązanie jest odpowiednie dla
stosowanych hamulców kolejowych, zarówno
klockowych jak i tarczowych;
– zaprezentowane rozwiązanie pozwala na znaczne
obniżenie kosztów reprofilacji zarysu kół nośnych;
3
dr inż. Jan Matej
dr inż. Jarosław Seńko
Instytut Pojazdów Politechniki Warszawskiej
Wpływ momentu napędowego i hamującego na bezpieczeństwo
ruchu pojazdu trakcyjnego po torze zakrzywionym o małym
promieniu krzywizny
W artykule przedstawiono i przedyskutowano konsekwencje wynikające z chwilowego doprowadzenia do osi zestawów kół momentu hamującego lub napędowego w
sytuacji, gdy lokomotywa czteroosiowa porusza się z dopuszczalną prędkością po
torze zakrzywionym o małym promieniu krzywizny. Wykorzystano możliwości obliczeniowe specjalistycznego programu Adams Rail, przeznaczonego do badania dynamiki pojazdów szynowych. Analizowano proces wykolejenia będący wynikiem
wspinania się obrzeża koła na główkę szyny. We wszystkich podjętych działaniach
ocenę poziomu zagrożenia bezpieczeństwa ruchu sprowadzono do analizy wskaźników wykolejenia na kołach zestawu prowadzącego, z uwzględnieniem zarówno kąta
nabiegania, kąta niedostatku przechyłki jak również pionowych nacisków kół na
szyny wynikających z położenia zestawu kół w torze zakrzywionym.
1.
Wprowadzenie
Przedstawiona w artykule dyskusja dotyczy lokomotywy poruszającej się z dopuszczalną prędkością
po torze zakrzywionym o małym promieniu krzywizny i ogranicza się do analizy procesu wykolejenia
powstającego w wyniku wspinania się obrzeża koła na
główkę szyny – rys.1.1. Bezpieczeństwo ruchu trakcyjnego pojazdu szynowego w bardzo dużym stopniu
zależne jest od położenia w torze zestawów kół, na
które w czasie jazdy przekazywane są momenty napędowe lub hamujące, pionowe obciążenia od nadwozia
oraz obciążenia wzdłużne i poprzeczne od elementów
zawieszenia. Pojedynczy, konwencjonalny zestaw kół,
w którym dwa stalowe koła o nominalnych promieniach toczenia rk osadzone są sztywno na wspólnej
osi, przedstawiono na rys.1.2. Przyjęto, że na wirujący z prędkością kątową ω zestaw kół, poruszający się
po torze zakrzywionym opisanym przez takie podstawowe parametry, jak: promień krzywizny środkowej
linii toru R, rozstaw szyn 2s oraz przechyłkę hT, działa
dodatkowo przyłożony w osi moment napędowy Mn
lub hamujący Mh.
Rys.1.2. Konwencjonalny zestaw kół w położeniu na pełnym
łuku toru zakrzywionego
Uwzględniono także niedostatek przechyłki. Zerowy
kąt niedostatku przechyłki toru wystąpi wtedy, gdy
odśrodkowa siła bezwładności, działająca na poruszający się wzdłuż toru z ustaloną prędkością v zestaw
kół o masie m, zrównoważona zostanie przez
Rys.1.1. Szkic badanego w programie Adams Rail modelu lokomotywy
4
poprzeczną składową siły ciężkości tego zestawu.
Równanie równowagi jest wówczas następujące: mg
(v2/gR - hT /2s) = 0. Człon Φ = v2/gR - hT /2s opisuje
niedostatek przechyłki wyrażony w radianach, zaś
symbol g oznacza przyśpieszenie ziemskie.
Oprócz poprzecznego przemieszczenia względem linii
środkowej toru zestaw kół ustawia się również
względem szyny zewnętrznej pod kątem nabiegania ψ,
którego wielkość w dużym stopniu zależy od
parametrów zawieszenia pojazdu. Na rys.1.3
przedstawiono przyjętą w obliczeniach interpretację
dodatniego oraz ujemnego kąta nabiegania koła na
szynę na torze zakrzywionym. Przebieg procesu
wykolejenia podzielić można na kilka faz – rys.1.4.
Najpierw obrzeże koła zagrożonego wykolejeniem
dociśnięte zostaje do wewnętrznej powierzchni główki
szyny zewnętrznej. Współpraca obrzeża koła z szyną
w takiej postaci oznacza kołnierzowe prowadzenie
zestawu kół w torze zakrzywionym i jest początkową
fazą wykolejenia.
wspina się na główkę szyny, do pionowej reakcji
szyny na to koło – rys.1.5) w odniesieniu do
pojedynczego koła lub dwóch kół w zestawie i mają
charakter quasi-statyczny – [9, 10, 11]. Wektory sił Y i
Q są składowymi siły wypadkowej R = N + T na
kierunku poprzecznym i pionowym, przy czym N jest
wektorem siły normalnej, natomiast T wektorem siły
stycznej w obszarze kontaktu obrzeża koła z szyną.
Rys.1.5. Płaski układ równowagi sił w obszarze styku obrzeża koła
wspinającego się na szynę
Rys.1.3. Interpretacja znaków kąta nabiegania koła na zewnętrzną
szynę na torze zakrzywionym – [4]
Rys.1.4. Fazy procesu wykolejenia zestawu kół – [4]
Sukcesywne zwiększanie się kąta styku obrzeża koła z
szyną połączone jest ze wspinaniem się obrzeża na
główkę szyny. W krytycznej fazie wykolejenia kąt
styku osiąga maksymalną, możliwą do uzyskania wartość, następnie zmniejsza się i obserwowana jest końcowa faza połączona z gwałtownym przemieszczeniem poprzecznym koła będącego już na górnej powierzchni główki szyny oraz wypadnięciem całego
zestawu kół z toru kolejowego.
Stosowane do oceny poziomu zagrożenia wykolejeniem kryteria podają graniczną wartość stosunku
sił Y/Q (czyli siły prowadzącej koło, którego obrzeże
Zalecane przez przepisy kolejowe kryteria dotyczące
wykolejenia nie uwzględniają kąta nabiegania koła na
szynę ψ. Najbardziej znane jest kryterium Nadala,
ustalające maksymalną wartość wskaźnika wykolejenia Y/Q wynikającą z równowagi sił w płaszczyźnie
styku obrzeża koła z szyną – [2]. Przyjmując, że γ jest
największym, możliwym do zrealizowania kątem styku, zaś µ jest współczynnikiem tarcia pomiędzy kołem
i szyną, Nadal wyprowadził następujące równanie
równowagi sił w obszarze styku obrzeża koła z szyną
przy zerowej wartości kąta nabiegania oraz bez
uwzględniania wzdłużnych sił stycznych: Y/Q = (tgγ µ)/(1+µ tgγ). Kryterium oceniające stan zagrożenia na
podstawie analizy zsumowanych wartości wskaźników wykolejenia na dwóch kołach tego samego zestawu zaproponowane zostało przez Weinstocka i ma
postać: Y/Q = (tgγ - µ)/(1+µ tgγ) + µ. W formule tej na
kole, którego obrzeże styka się z szyną, wskaźnik Y/Q
obliczany jest z równania Nadala, natomiast w przypadku drugiego koła wskaźnik utożsamiany jest z
wartością współczynnika tarcia µ pomiędzy tym kołem i szyną wewnętrzną.
Jak już wspomniano, obowiązujące kryteria służące do
oceny poziomu zagrożenia wykolejeniem praktycznie
nie uwzględniają składowych wzdłużnych sił stycznych. Badania doświadczalne potwierdziły jednak
znaczący udział tych właśnie sił w procesie wspinania
się obrzeża koła na główkę szyny - [10]. Dlatego prowadzona w artykule dyskusja dotyczy wpływu sił
stycznych, zarówno w odniesieniu do początkowej,
jak i krytycznej fazy wykolejenia - [4,7]. Siły te, jak
również moment w obszarze styku koła z szyną
przedstawiono poglądowo na rys.1.6.
5
Tx , Ty , M z oznaczają odpowiednio wzdłużne i poprzeczne siły styczne oraz moment wywołany
istnieniem poślizgu poprzecznego i spinu. Założono,
że koło nabiega na szynę pod kątem ψ oraz styka się
z nią pod kątem γ, w punkcie leżącym na obrzeżu
koła. Przyjmując, że na torze zakrzywionym
maksymalna wartość wypadkowej siły stycznej T w
obszarze styku obrzeża koła z szyną podlega prawu
Coulomba, można napisać:
| T |= µ ⋅ N = T 2x + T 2y .
(1.1)
W równaniu (1.1) µ oznacza współczynnik tarcia
pomiędzy kołem i szyną, N siłę normalną, natomiast
to odpowiednio składowa wzdłużna i
Tx, Ty
poprzeczna wypadkowej siły T.
Rys.1.6. Siły styczne i moment wywołany poślizgami
poprzecznymi i spinem w obszarze styku koła z szyną
nowego pożądane jest, aby kryterialne wartości
wskaźników wykolejenia były jak największe. Wyniki
obliczeń dla przypadku ψ=0, α=0 oraz dwóch różnych
maksymalnych wartości kąta styku obrzeża koła z
szyną (γ=60° i γ=70°), przedstawiono na rys.1.7 i
rys.1.8. Prowadzą one do wniosku, że w ogólnym
bilansie sił stycznych działających w obszarze styku
obrzeża koła z szyną decydujący wpływ na kryterialną
wartość wskaźnika wykolejenia |Y/Q|kr ma wzdłużna
siła styczna. Przy całkowitym braku tej siły (tzn. gdy
tx=0 i ty=1), wskaźnik |Y/Q|kr osiąga najmniejszą
wartość, która odpowiada wartości obliczonej z
równania Nadala. Jednocześnie maksymalne wartości
|Y/Q|kr uzyskiwane są wtedy, gdy tx=1 oraz ty=0, czyli
przy całkowitym braku poprzecznej siły stycznej.
Rys.1.7. Wpływ składowej tx na wartość |Y/Q|kr dla różnych
maksymalnych kątów styku obrzeża koła z szyną
Uwzględniając wyprzedzenie nabiegania koła na
szynę, zdefiniowano kąt α, o jaki układ współrzędnych związany z kołem obróci się wokół osi wirowania zestawu kół. Następnie wprowadzono siły bezwymiarowe:
(1.2)
t x = Tx / T , t y = T y / T ,
z myślą o ustaleniu ich udziałów w wypadkowej sile
stycznej, która uległa nasyceniu (saturacji). Z warunku
saturacji wynika, że:
t 2x + t 2y = 1 .
(1.3)
Biorąc pod uwagę związek pomiędzy siłami Y i Q w
punkcie styku koła z szyną oraz równania (1.1), (1.2)
i (1.3) otrzymano następujące równanie – [4]:
Y /Q =
− t x µ sin ψ cos α / cos γ − t y µ (cosψ − sin ψ sin α tgγ ) + cosψ tgγ + sin ψ sin α
t x µ sin α / cos γ + t y µ cos α tgγ + cos α
Po założeniu, że tx =0, ty=1, ψ=0 oraz α=0, z zapisu
(1.4) wynika wprost równanie Nadala. Wykorzystując
(1.2) oraz (1.3), ustalić można wpływ bezwymiarowych składowych tx oraz ty na wartości wskaźników
Y/Q w krytycznej fazie wykolejenia, traktowane dalej
jako bezwzględne wartości kryterialne |Y/Q|kr. Z
punktu widzenia bezpieczeństwa ruchu pojazdu szy6
Rys.1.8. Wpływ składowej ty na wartość |Y/Q|kr dla różnych
maksymalnych kątów styku obrzeża koła z szyną
(1.4)
W artykule skoncentrowano się przede
wszystkim na znalezieniu odpowiedzi na pytanie „czy
działający krótkotrwale na zestawy kół moment napędowy lub hamujący może zmniejszyć ryzyko wykolejenia się lokomotywy na torze zakrzywionym o małym
promieniu krzywizny”. W tym przypadku prosta analiza, podobna do przedstawionej powyżej nie jest możPOJAZDY SZYNOWE NR 2/2011
liwa. Dlatego zdecydowano się wykonać serię
zaplanowanych badań symulacyjnych wykorzystując
możliwości obliczeniowe specjalistycznego programu
Adams Rail, przeznaczonego do badania dynamiki
pojazdów szynowych. W podjętych działaniach ocenę
poziomu zagrożenia bezpieczeństwa sprowadzono do
analizy wielkości wskaźników wykolejenia oraz sił
stycznych na kołach zestawu prowadzącego, z
uwzględnieniem kąta nabiegania, kąta niedostatku
przechyłki toru oraz pionowych nacisków kół na
szyny wynikających z położenia zestawu kół w torze
zakrzywionym.
2. Wstępne badania symulacyjne z udziałem
modelu lokomotywy czteroosiowej
Wstępne badania symulacyjne z udziałem modelu lokomotywy czteroosiowej wyposażonej w symetryczny, indywidualny układ napędowy, wykonano na
torze zakrzywionym przy założeniu, że baza lokomotywy oraz baza wózka równe są odpowiednio 11,4 m
oraz 3,2 m, natomiast pionowe, statyczne naciski
wywierane przez zestawy kół na tor prosty wynoszą
200 kN. Szczegółowe dane na temat modelu zbudowanego w programie Adams Rail znaleźć można w
pracy [12]. Użyte do obliczeń dane mają wartości
parametrów stosowanych w konstrukcji zawieszeń
lokomotyw czteroosiowych eksploatowanych na PKP.
Model symulacyjny lokomotywy poruszał się z dopuszczalną prędkością 15 m/s po torze zakrzywionym
bez nierówności geometrycznych [2], składającym się
z trzech sekcji opisanych na rys.2.1, tzn. odcinka toru
prostego o długości 50 m, krzywej przejściowej
o długości 50 m oraz pełnego łuku skręcającego w
prawą stronę, o promieniu R = 150 m i długości 100
m.
profile S1002 oraz UIC60 dla kół i szyn oraz jednopunktowy, nieliniowy model kontaktu koła z szyną –
[3]. Wykorzystując doświadczenia własne oraz innych
badaczy zdecydowano się analizować zachowanie
tylko prowadzącego zestawu kół, gdyż jest on najbardziej narażony na wykolejenie – [4, 6]. Ustalono, że
podczas jazdy z dopuszczalną prędkością 15 m/s po
torze o zerowej wartości kąta niedostatku przechyłki,
prowadzący zestaw kół modelu lokomotywy ustawia
się pod kątem nabiegania +12 mrad, a kąt styku obrzeża koła z szyną zewnętrzną równy jest 0,78 rad (44,7°)
– rys.2.2. Stwierdzono również, że zewnętrzne koło
zestawu prowadzącego wywiera na pełnym łuku pionowy nacisk na szynę równy 130 kN, natomiast wewnętrzne nacisk 70 kN. Wykorzystując symulacyjny
model lokomotywy czteroosiowej kolejne badania
zrealizowano w sytuacji, w której na koła nie działał
moment napędowy ani hamujący. Przyjęto przy tym
następujące założenia:
1. Lokomotywa porusza się po torze zakrzywionym o promieniu krzywizny równym
150 m, z ustaloną prędkością v = 15 m/s. Jest
to prędkość dopuszczalna wyznaczona z godnie z [1].
2. Parametry toru są tak dobrane, aby w ruchu
ustalonym z prędkością dopuszczalną uzyskać
odpowiednią wartość kąta niedostatku przechyłki na pełnym łuku toru, w zakresie od -3°
do +3°.
Rys.2.2. Kąt styku i kąt nabiegania zewnętrznego koła w zestawie
prowadzącym lokomotywy poruszającej się z prędkością 15 m/s po
torze zakrzywionym o promieniu krzywizny 150 m, w
początkowej fazie wykolejenia
Rys.2.1. Sekcje toru zakrzywionego o promieniu
łuku R = 150 m – [4]
Celem wstępnych obliczeń było ustalenie wartości
kątów nabiegania oraz pionowych nacisków kół na
szyny w zestawach prowadzących w chwili, gdy lokomotywa znajdowała się na pełnym łuku. Założono,
że nominalny promień koła rk w zestawach wynosi
0.5 m, natomiast współczynnik tarcia pomiędzy kołem
i szyną równy jest 0.4. Rozpatrywano unormowane
Bezwzględne wartości wskaźników wykolejenia |Y/Q|
na pełnym łuku w funkcji kąta niedostatku przechyłki,
w odniesieniu do kół zestawu prowadzącego w wózku
nr 1 lokomotywy przedstawiono rys.2.3. Na kole zewnętrznym zestawu prowadzącego daje się zauważyć
umiarkowany wzrost wartości wskaźników wykolejenia, jeśli kąt niedostatku przechyłki zmienia się od
ujemnych w stronę dodatnich wartości (|Y/Q| = 0,34
dla Φ = -3° oraz |Y/Q| = 0,39 dla Φ = +3°). Największa
z tych wartości jest znacznie mniejsza od dopuszczanej przez przepisy [11]. Nie występuje więc niebezpieczeństwo wykolejenia. Jednocześnie, w tym samym
7
przedziale zmienności kąta niedostatku przechyłki,
bezwzględne wartości wskaźników wykolejenia na
kole wewnętrznym zestawu rowadzącego maleją rys.2.3.
wych przedstawiono na rys.3.1. W każdym z trzech
wyróżnionych
przypadków moment napędowy
wprowadzany był od 7 sekundy i narastał od zera do
wartości docelowej w czasie 0,1 sekundy, 5 sekund
oraz 10 sekund. Po osiągnięciu wartości maksymalnej
moment napędowy utrzymywany był przez 2 sekundy
na stałym poziomie, następnie redukowano go do zera.
Ustalono, że czas narastania tn momentu napędowego
powinien być krótki (w granicach 0,1 s), natomiast
czas t utrzymywania się maksymalnej wartości tego
momentu nie może przekraczać 2 sekund.
Rys.2.3. Wskaźniki wykolejenia |Y/Q| na kołach zestawu prowadzącego lokomotywy poruszającej się z prędkością 15 m/s, w
funkcji kąta niedostatku przechyłki toru zakrzywionego o promieniu R=150m, w początkowej fazie wykolejenia
3. Analiza wpływu czasu narastania i utrzymywania się na docelowym poziomie wartości
momentu napędowego na zwiększenie ryzyka
wykolejenia się prowadzącego zestawu kół
Poszukując odpowiedzi na zasadnicze pytanie dotyczące zagrożenia związanego z wykolejeniem wykonano kolejne badania symulacyjne z udziałem symulacyjnego modelu lokomotywy w celu ustalenia wpływu
czasu narastania i utrzymywania się docelowej wartości momentu napędowego lub hamującego na ryzyko
wykolejenia powstającego w wyniku wspinania się
obrzeża koła na główkę szyny. Na podstawie wcześniej zgromadzonych wyników obliczeń – rys.2.3
stwierdzono, że przy prędkości 15 m/s wskaźnik wykolejenia na najbardziej zagrożonym kole równy jest
0,39. Dla porównania jest to wartość dużo mniejsza od
wartości Y/Q = 0,708 obliczonej z równania Nadala
dla kąta styku pomiędzy kołem i szyną równego 60°
oraz przy założeniu, że współczynnik tarcia wynosi
0,4. Na tym etapie badań zajęto się analizą skutków
chwilowego działania momentu napędowego, którego
efektem będzie zwiększenie (ponad dopuszczalną)
prędkości lokomotywy wzdłuż toru. Trzy wartości
momentu napędowego równe odpowiednio 10 kNm,
20 kNm oraz 30 kNm, przykładano do osi zestawów
kół lokomotywy w chwili, gdy ta poruszając się ruchem ustalonym z prędkością 15 m/s wjeżdżała na
pełny łuku toru o promieniu krzywizny 150 m. Ostatnia z wartości momentu napędowego traktowana była
jako wartość graniczna ze względu na możliwość utraty przyczepności kół. Oszacowano ją przy założeniach, że maksymalny nacisk statyczny zestawu kół na
szyny równy jest 200 kN, średnica koła wynosi 1 m
oraz współczynnik tarcia pomiędzy kołem i szyną
mieści się w przedziale wartości od 0,3 do 0,4. Charakterystyki branych pod uwagę momentów napędo8
Rys.3.1. Charakterystyki branych pod uwagę momentów
napędowych na osiach zestawów kół lokomotywy
Traktując kąt styku obrzeża koła wspinającego się na
szynę zewnętrzną jako parametr pomocniczy w ocenie
zagrożenia wykolejeniem stwierdzono, że w ruchu
modelu lokomotywy po torze zakrzywionym o małym
promieniu krzywizny najkorzystniejszy jest przypadek, w którym chwilowy moment napędowy osiąga
docelową wartość 30 kNm. Wówczas znacząco
zmniejsza się wartość kąta styku koła szyną (od ok.
40°, gdy moment nie działa, do ok. 15°, gdy moment
napędowy występuje) – czerwona linia na rys.3.2.
Zauważono jednocześnie, że zbyt mała wartość momentu napędowego (w badanych przypadkach 10
kNm) podnosi nieznacznie poziom zagrożenia w porównaniu z sytuacją, gdy moment napędowy nie występuje – niebieska linia na rys.3.2. Wielkość kąta
styku zwiększa się wówczas z 40° do ok. 44°. Do potwierdzenia tezy o zasadności stosowania krótkiego
czasu narastania momentu napędowego wykorzystano
rys.3.3. Najbardziej obiecujący jest przypadek, w którym czas tn = 0,1 s, gdyż towarzyszy mu najszybsze i
największe chwilowe zmniejszenie się wartości kąta
styku podczas utrzymywania się docelowej wartości
momentu napędowego. Jednocześnie czas ten jest
wystarczająco krótki, by nie pozwolić modelowi rozpędzić się do prędkości, przy której główną przyczyną
wykolejenia będzie siła odśrodkowa działająca na
pojazd.
Rys.3.2. Zmiana kątów styku w funkcji czasu na torze
zakrzywionym o promieniu 150 m, na zewnętrznym kole zestawu
prowadzącego lokomotywy poruszającej się z prędkością 15 m/s,
w początkowej fazie wykolejenia w zależności od
wielkości momentu napędowego
Rys.3.3. Zmiana kątów styku w funkcji czasu na torze
zakrzywionym o promieniu 150 m, na zewnętrznym kole zestawu
w początkowej fazie wykolejenia w zależności od czasu trwania
docelowej wielkości momentu napędowego
Wnioski wskazujące na celowość stosowania chwilowo działającego momentu napędowego o odpowiednio
dużej wielkości wypływają również z analizy wartości
wskaźników wykolejenia na zewnętrznym kole zestawu prowadzącego w modelu lokomotywy, przy różnych wartościach kąta niedostatku przechyłki toru rys.3.4. Wartości wskaźników |Y/Q| najmniejsze są
wtedy, gdy moment napędowy równy jest 30 kNm,
natomiast mały moment napędowy (w zakresie od 0
do 10 kNm) zwiększa bezwzględną wartość wskaźnika wykolejenia, co jest niekorzystne z punktu widzenia bezpieczeństwa ruchu. Tym samym potwierdzony
został wcześniejszy wniosek sugerujący, że za optymalną uznać należy wartość momentu napędowego
Mn równą 30 kNm, gdyż towarzyszy jej obniżenie
wartości wskaźnika wykolejenia |Y/Q| od 0,39 (dla
Mn=0) do 0,25 (dla Mn =30 kNm) przy niedostatku
przechyłki +3° oraz zmniejszenie tej samej wartości
|Y/Q| od 0,34 (dla Mn=0) do 0,17 (dla Mn =30 kNm)
przy niedostatku przechyłki -3°. W pierwszym przypadku jest to spadek procentowy o ok. 36%, w drugim
o ok. 50%.
Rys.3.4. Zmiana bezwzględnych wartości wskaźników wykolejenia na zewnętrznym kole zestawu prowadzącego lokomotywy
poruszającej się z prędkością 15 m/s, w funkcji momentu napędowego w początkowej fazie wykolejenia na torze zakrzywionym o
promieniu 150 m
4. Kontrolowane wykolejenie pomiarowego zestawu kół z uwzględnieniem momentu hamującego lub napędowego
Wykonane wcześniej badania symulacyjne nie
kończyły się wykolejeniem modelu lokomotywy, co
umożliwiłoby zarejestrowanie wartości parametrów w
krytycznej fazie tego procesu. Dlatego za stosowne
uznano rozszerzenie zakresu badań. W tym celu wykorzystano opisany w [8] wirtualny pojazd badawczy,
umieszczając pod jego nadwoziem pomiarowy zestaw
kół, na który mogą działać jednocześnie moment hamujący lub napędowy oraz zewnętrzna siła poprzeczna umożliwiająca kontrolowane wykolejenie. Zbudowany w programie Adams Rail model pojazdu badawczego składał się z nadwozia 1, zestawów kół 6,
ramy prowadzącej 2, sztywnej ramki 3, połączonej z
pomiarowym zestawem kół 4 oraz elementów zawieszenia 5 zestawu pomiarowego – rys.4.1.
Rys.4.1. Elementy symulacyjnego modelu pojazdu badawczego z
pomiarowym zestawem kół w programie Adams Rail - [4]
Ustawienie pomiarowego zestawu kół w torze umożliwiały odpowiednie pary kinematyczne zastosowane
w strukturze pojazdu badawczego. Do obrócenia ramy
prowadzącej względem nadwozia, wykorzystano kinematyczną parę obrotową piątej klasy, która umożliwiała pomiarowemu zestawowi kół przyjęcie odpowiedniej wartości kąta nabiegania w płaszczyźnie
poziomej. Para kinematyczna, reprezentująca punkt
przemieszczający się po płaszczyźnie, pozwalała na
przemieszczanie się pomiarowego zestawu kół w
płaszczyźnie pionowej. Pionowe obciążenie przenoszone było z nadwozia na elementy zawieszenia, a
następnie na koła zestawu pomiarowego. Kontrolowane wykolejenie pomiarowego zestawu kół następowało w wyniku działania zewnętrznej siły poprzecznej
przyłożonej na poziomie główek szyn, wywieranej w
zaplanowany sposób pomiędzy nadwoziem pojazdu
badawczego i zestawem pomiarowym w czasie, w
którym na zestaw kół działał moment napędowy lub
hamujący. W ten sposób wyznaczono wartości wskaźników |Y/Q| w krytycznej fazie kontrolowanego wykolejenia pomiarowego zestawu kół. Wartości te traktowano następnie jako kryterialne wskaźniki wykolejenia, weryfikujące wartości wynikające z kryterium
9
Nadala. Badania symulacyjne kontrolowanego wykolejenia pomiarowego zestawu kół spełniały następujące założenia:
- Wymiary geometryczne oraz profil kół zestawu pomiarowego odpowiadały wymiarom i profilom stosowanym w zestawach kół w badanym wcześniej modelu lokomotywy czteroosiowej.
- Pomiarowy zestaw kół ustawiany był pod nadwoziem pojazdu badawczego pod kątem nabiegania +12
mrad. Taką wartość (zarejestrowaną wcześniej podczas przejazdu modelu lokomotywy ze stałą prędkością 15 m/s) utrzymywano przez cały czas kontrolowanego wykolejenia, do którego doprowadzano na
pełnym łuku o promieniu 150 m.
- Zewnętrzne koło zestawu pomiarowego obciążone
zostało siłą pionową równą 130 kN, natomiast koło
wewnętrzne siłą 70 kN, co również wynika z wcześniej wykonanych symulacji z udziałem modelu lokomotywy.
- Poprzeczna siła zewnętrzna, powodująca wykolejenie pomiarowego zestawu kół, przykładana była w
chwili pojawienia się momentu hamującego lub napędowego i narastała z taką prędkością, aby proces wykolejenia mógł rozpocząć się i zakończyć się na pełnym łuku toru zakrzywionego w czasie, w którym
działał również wspomniany moment.
- Momenty hamujące lub napędowe (o wartościach
docelowych 10 kNm, 20 kNm, 30 kNm) przykładane
były gwałtownie (w czasie narastania tn = 0,1 s),
utrzymywano je na stałym poziomie przez 2 s, następnie wartości tych momentów redukowano do zera.
Na rys.4.2 przedstawiono zmiany wartości kątów styku obrzeża koła wspinającego się na szynę w funkcji
czasu przy braku momentu napędowego i dla dwóch
wybranych wartości momentu napędowego (20 kNm
oraz 30 kNm), przy zerowym kącie niedostatku przechyłki toru. Na tle zmian wartości kątów styku przykładowo wrysowano przebieg momentu napędowego
o docelowej wartości 20 kNm.
Rys.4.2. Zmiana w czasie wartości kątów styku obrzeża koła
wspinającego się na szynę dla trzech wybranych wartości
momentu napędowego, przy zerowym kącie niedostatku
przechyłki toru zakrzywionego o promieniu 150 m, w krytycznej
fazie wykolejenia
sekundy, tzn. bezpośrednio po przyłożeniu poprzecznej siły zewnętrznej. Od tej chwili kąt styku obrzeża
koła z szyną zwiększa się, osiągając w punkcie krytycznym maksymalną wartość 1.02 rad (58.7°). Dalsze
wspinanie się obrzeża koła nabiegającego na główkę
szyny prowadzi do zmniejszania się kąta styku, który
po czasie ok. 9,2 s osiąga wartość minimalną równą
0.75 rad (42.8°). Następuje wówczas końcowa faza
procesu wykolejenia. Obrzeże koła wjeżdża na główkę
szyny i pomiarowy zestaw kół opuszcza tor. Na
rys.4.3 maksymalnej wartości kąta styku obrzeża z
główką szyny odpowiada szczytowa, bezwzględna
wartość wskaźnika wykolejenia, która w dalszych
analizach traktowana jest jako wartość kryterialna
|Y/Q|kr. W tym konkretnym przypadku jest to wartość
0,94.
Rys.4.3. Zmiana w czasie wartości kąta styku obrzeża koła wspinającego się na szynę i odpowiadające mu wartości wskaźnika wykolejenia przy zerowym kącie niedostatku przechyłki toru zakrzywionego o promieniu 150 m oraz momencie napędowym 30kNm,
w krytycznej fazie wykolejenia
Następne badania symulacyjne, dotyczące kontrolowanego wykolejenia pomiarowego zestawu kół,
wykonano przy trzech wartościach kąta niedostatku
przechyłki: -3°, 0° oraz +3°. Tym razem przedmiotem
zainteresowania były kryterialne wartości wskaźników
wykolejenia na pojedynczym kole w funkcji momentu
napędowego i hamującego, zmieniającego się w zakresie od 0 do 30 kNm. Wyniki przedstawiono kolejno
na rys.4.4 oraz rys.4.5. Stwierdzono, że zarówno moment napędowy, jak i hamujący przyczyniają się do
zwiększenia kryterialnej wartości wskaźnika wykolejenia na pojedynczym kole. Jest to zależność wprost
proporcjonalna, tzn. większej wartości momentu odpowiada większa wartość |Y/Q|kr, oznaczająca mniejszą skłonność do wykolejenia, a tym samym większy
zapas bezpieczeństwa. Uzyskane wyniki wskazują na
to, że większy zapas bezpieczeństwa zagwarantować
można pojazdowi, jeśli ten porusza się po torze zakrzywionym o ujemnym kącie niedostatku przechyłki.
Zmiany wartości kąta styku (zielona linia) oraz odpowiadające im wartości wskaźnika wykolejenia |Y/Q|
(czarna linia) w przypadku, gdy moment napędowy
równy był 30 kNm, pokazano na rys.4.3. Proces kontrolowanego wykolejenia rozpoczyna się tutaj od 7
10
Rys.4.4. Zmiana bezwzględnych, kryterialnych wartości wskaźników wykolejenia na zewnętrznym kole zestawu prowadzącego
lokomotywy poruszającej się z prędkością 15 m/s, w funkcji momentu napędowego w krytycznej fazie wykolejenia na torze zakrzywionym o promieniu 150 m
Dalszemu wzrostowi momentu napędowego towarzyszy odwrócenie relacji pomiędzy wielkościami sił
stycznych. Gdy moment osiąga wartość graniczną 30
kNm, siły poprzeczne zmniejszają się do wartości
kilku kN, natomiast siły wzdłużne rosną i stabilizują
się na poziomie ok. 35 kN. Taka relacja pomiędzy
siłami stycznymi uzasadnia przytoczony wcześniej
wniosek, że granicznej wartości momentu napędowego odpowiada największy poziom bezpieczeństwa w
badanym przedziale zmienności momentu napędowego, gdyż wówczas wzdłużne siły styczne są największe.
Rys.4.5. Zmiana bezwzględnych, kryterialnych wartości wskaźników wykolejenia na zewnętrznym kole zestawu prowadzącego
lokomotywy poruszającej się z prędkością 15 m/s, w funkcji momentu hamującego w krytycznej fazie wykolejenia na torze zakrzywionym o promieniu 150 m
5. Udział sił stycznych w procesie wykolejenia
koła wspinającego się na szynę
Ocenie poddano wzdłużne i poprzeczne siły
styczne w obszarze styku pojedynczego (zewnętrznego) koła z szyną w funkcji momentu napędowego, dla
trzech wartości kąta niedostatku przechyłki. Przedstawione na rys.5.1 wyniki współgrają z zaprezentowanymi wcześniej na rys.3.4 wynikami badań, uzyskanymi w początkowej fazie wykolejenia prowadzącego
zestawu kół w wózku nr 1 lokomotywy. Do analizy
wybrano przypadek zerowego kąta niedostatku przechyłki.
Rys.5.1. Wartości sił stycznych na zewnętrznym kole zestawu
w funkcji momentu napędowego w początkowej fazie wykolejenia
na torze zakrzywionym o promieniu 150 m
W chwili, gdy na oś prowadzącego zestawu kół nie
działa moment napędowy, obserwujemy duże wartości
poprzecznych sił stycznych Ty (na poziomie 35 kN)
oraz prawie dwukrotnie mniejsze wartości wzdłużnych
sił stycznych Tx. Wielkości tych sił zrównują się po
zwiększeniu momentu napędowego do ok. 12 kNm.
Rys.5.2. Wartości sił stycznych na zewnętrznym kole zestawu
w funkcji momentu napędowego w krytycznej fazie wykolejenia
na torze zakrzywionym o promieniu 150 m
Wyniki przedstawione na rys.5.2 zapisane zostały w
krytycznej fazie kontrolowanego wykolejenia w funkcji działającego na oś zestawu kół momentu hamującego lub napędowego, przy zerowej wartości kąta
niedostatku przechyłki toru. Obserwacja przebiegu sił
stycznych prowadzi do następujących wniosków:
1) Zwiększanie momentu hamującego lub napędowego w krytycznej fazie wykolejenia w nieznacznym
stopniu wpływa na zmianę wartości wzdłużnych i
poprzecznych sił stycznych.
2) W przypadku działania momentu hamującego
wzdłużna siła styczna Tx zmniejsza się od ok. 17 kN
(przy momencie 10 kNm) do ok. 16 kN, gdy ten moment osiąga wartość 30 kNm; poprzeczna siła styczna
Ty ma podobny przebieg, a jej wartość zmniejsza się
od 11,47 kN do 9,45 kN w badanym zakresie przyrostu momentu hamującego.
3) Gdy działa moment napędowy, wzdłużna siła
styczna Tx zwiększa się od ok. 18 kN (przy momencie
10 kNm) do ok. 21,2 kN, gdy ten moment osiąga wartość 30 kNm; poprzeczna siła styczna Ty praktycznie
utrzymuje się na jednakowym poziomie 15 kN.
4) Z punktu widzenia bezpieczeństwa ruchu relacja
pomiędzy siłami stycznymi jest korzystna, tzn.
wzdłużne siły styczne są większe od sił poprzecznych
zarówno
w przypadku momentu hamującego, jak i momentu
napędowego;.
5) W przypadku działania momentu hamującego
udział wzdłużnych sił stycznych jest w przybliżeniu o
11
ok. 30% większy niż poprzecznych sił stycznych (w
porównaniu
z przypadkiem działania momentu napędowego) w
całym zakresie zmian momentu. Potwierdzają to większe wartości kryterialne wskaźników wykolejenia, gdy
uwzględniany jest moment hamujący (rys.4.5), w porównaniu z podobnymi wskaźnikami, gdy występuje
moment napędowy (rys.4.4).
Podsumowanie
Przedstawiona w artykule dyskusja ukierunkowana została na bezpieczeństwo lokomotywy czteroosiowej poruszającej się z dopuszczalną prędkością
po torze zakrzywionym o małym promieniu krzywizny. Analizowano proces wykolejenia będący wynikiem wspinania się obrzeża koła na główkę szyny.
Dyskusja w znacznej części dotyczyła udziału i roli sił
stycznych w obszarze styku obrzeża koła z szyną,
zarówno w odniesieniu do początkowej, jak i krytycznej fazy wykolejenia. Skoncentrowano się przede
wszystkim na znalezieniu odpowiedzi na pytanie „czy
krótkotrwale działający na zestawy kół moment napędowy lub hamujący może zmniejszyć ryzyko wykolejenia się lokomotywy na torze zakrzywionym o małym
promieniu krzywizny”. Ze względu na duży stopień
skomplikowania problemu zdecydowano się wykorzystać możliwości obliczeniowe specjalistycznego programu Adams Rail, przeznaczonego do badania dynamiki pojazdów szynowych. We wszystkich podjętych działaniach ocenę poziomu zagrożenia sprowadzono do analizy wskaźników wykolejenia na kołach
zestawu prowadzącego, z uwzględnieniem kąta nabiegania, kąta niedostatku przechyłki toru oraz pionowych nacisków kół na szyny wynikających z położenia zestawu kół w torze zakrzywionym.
Ustalono, że podczas jazdy z dopuszczalną prędkością
15 m/s po torze zakrzywionym o promieniu krzywizny
równym 150 m oraz przy zerowej wartości kąta niedostatku przechyłki, dochodzi do początkowej fazy wykolejenia, w której prowadzący zestaw w kół modelu
lokomotywy ustawia się na pełnym łuku pod dodatnim
kątem nabiegania +12 mrad, a kąt styku obrzeża koła z
szyną zewnętrzną równy jest 0,78 rad (44,7 deg).
Stwarza to warunki kołnierzowego prowadzenia zestawu kół. Największa z wartości |Y/Q| wskaźników
wykolejenia jest jednak znacznie mniejsza od granicznej wartości, dopuszczanej przez przepisy kolejowe.
Tym samym nie występuje niebezpieczeństwo opuszczenia toru przez prowadzący zestaw kół w wyniku
wspinania się obrzeża koła na główkę szyny.
Badając wpływ czasu narastania i utrzymywania się docelowej wartości momentu napędowego i
hamującego na ryzyko wykolejenia powstającego w
wyniku wspinania się obrzeża koła na główkę szyny
ustalono, że najkorzystniejszy jest przypadek, w którym czas narastania jest krótki (wynosi ok. 0,1 s), natomiast czas utrzymywania się maksymalnej wartości
12
momentów nie przekracza 2 sekund. Stwierdzono
również, że w ruchu modelu lokomotywy po torze
zakrzywionym o małym promieniu krzywizny jako
optymalną uznać należy wartość momentu napędowego równą 30 kNm, gdyż towarzyszy jej obniżenie
wartości wskaźnika wykolejenia |Y/Q| od 0,39 (dla
Mn=0) do 0,25 (dla Mn =30 kNm) przy niedostatku
przechyłki +3° oraz zmniejszenie tej samej wartości
|Y/Q| od 0,34 (dla Mn =0) do 0,17 (dla Mn =30 kNm)
przy niedostatku przechyłki -3°. W pierwszym przypadku jest to spadek procentowy o ok. 36%, w drugim
o ok. 50%. Obniżenie wartości wskaźników wykolejenia oznacza tutaj zwiększenie zapasu bezpieczeństwa i
jest pożądane.
Rozszerzone badania symulacyjne wykolejenia
modelu lokomotywy umożliwiły zarejestrowanie wartości wskaźników wykolejenia oraz sił stycznych w
obszarze styku obrzeża koła z szyną w krytycznej
fazie tego procesu. W tym celu wykorzystano wirtualny pojazd badawczy z umieszczonym pod jego nadwoziem pomiarowym zestawem kół, na który działały
jednocześnie moment hamujący lub napędowego oraz
zewnętrzna siła poprzeczna umożliwiająca kontrolowane wykolejenie. Stwierdzono pewną ogólną prawidłowość z której wynika, że w procesie wykolejenia
zestawu kół maksymalnej wartości kąta styku obrzeża
koła z szyną odpowiada szczytowa, bezwzględna wartość wskaźnika wykolejenia, która może być traktowana w dalszych analizach jako wartość kryterialna
|Y/Q|kr.
Jednoznacznie stwierdzono, że zarówno moment napędowy, jak i hamujący przyczyniają się do zwiększenia kryterialnej wartości wskaźnika wykolejenia na
pojedynczym kole. Jest to zależność wprost proporcjonalna, tzn. większej wartości momentu odpowiada
większa wartość |Y/Q|kr, oznaczająca większy zapas
bezpieczeństwa. Uzyskane wyniki wskazują również
na to, że większe bezpieczeństwo gwarantuje pojazdowi jazda po torze zakrzywionym o ujemnym kącie
niedostatku przechyłki.
Stwierdzono, że w krytycznej fazie wykolejenia moment hamujący odgrywa pozytywniejszą rolę w próbie
zwiększenia bezpieczeństwa w ruchu po torze zakrzywionym o małym promieniu krzywizny, jakkolwiek moment napędowy również przyczynia się do
podniesienia tego poziomu. Analizując wyniki w kategorii przyrostów procentowych ustalono, że
w przypadku momentu napędowego kryterialna wartość wskaźnika wykolejenia zwiększa się od 0,91 (gdy
Mn =0) do 0,94 (gdy Mn =30kNm), co odpowiada
przyrostowi wartości o ok. 3,3%. Taki sam przyrost w
odniesieniu do momentu hamującego kształtuje się na
poziomie 8,8%. Nie są to duże przyrosty, ale godne
zauważenia, ponieważ wyraźnie potwierdzają tezę, że
zarówno moment napędowy, jak i moment hamujący
korzystnie przyczynia się do zwiększenia poziomu
bezpieczeństwa lokomotywy czteroosiowej poruszająPOJAZDY SZYNOWE NR 2/2011
cej się po torze zakrzywionym o małym promieniu
krzywizny.
Literatura
Ocenie poddano również wzdłużne i poprzeczne siły
styczne w obszarze styku pojedynczego koła z szyną
w początkowej i krytycznej fazie wykolejenia. W początkowej fazie wykolejenia, w sytuacji gdy na oś
zestawu kół nie działa moment napędowy, w obszarze
kontaktu koła z szyną występują duże wartości poprzecznych sił stycznych Ty (na poziomie 35 kN) oraz
prawie dwukrotnie mniejsze wartości wzdłużnych sił
stycznych Tx. Siły te zrównują się po zwiększeniu
momentu napędowego do ok. 12 kNm. Dalszemu
wzrostowi momentu napędowego towarzyszy odwrócenie relacji pomiędzy wielkościami sił stycznych.
Gdy moment osiąga wartość graniczną 30 kNm, siły
poprzeczne zmniejszają się do wartości kilku kN, natomiast siły wzdłużne rosną i stabilizują się na poziomie ok. 35 kN. Taka relacja pomiędzy siłami stycznymi potwierdza wcześniejszy wniosek sugerujący, że
w początkowej fazie wykolejenia możliwie duża wartość (30 kNm) działającego przez 2 sekundy momentu
napędowego zapewnia największy poziom bezpieczeństwa w badanym przedziale zmienności momentu
napędowego.
Obserwacja przebiegu sił stycznych w krytycznej fazie kontrolowanego wykolejenia prowadzi do
wniosku, że w przypadku chwilowego działania momentu hamującego wielkości wzdłużnych sił stycznych są większe prawie o 30% od wielkości poprzecznych sił stycznych (w porównaniu z przypadkiem, w
którym działa moment napędowy) w całym zakresie
zmian tego momentu. Umożliwia to uzyskanie większych wartości kryterialnych wskaźników wykolejenia
w sytuacji hamowania zestawu kół. Procentowe różnice pomiędzy kryterialnymi wartościami wskaźników
w krytycznej fazie wykolejenia wynoszą ok. 5,5% na
korzyść momentu hamującego.
Artykuł powstał w ramach pracy statutowej
„Symulacyjne badanie wpływu momentu napędowego oraz momentu hamującego zestawy kół na
zagrożenie wykolejeniem pojazdu w ruchu po torze
zakrzywionym”
[1] Bałuch, H.: Optymalizacja układów geometrycznych
toru. Warszawa. WKŁ, 1983.
[2] Elkins, J.A.; Carter, A.: Testing and Analysis Techniques for Safety Assessment of Rail Vehicles. Vehicle
System Dynamics, No. 2, 1993, pp. 185-208.
[3] Kalker, J.J.: Three-Dimensional Elastic Bodies in Rolling
Cotntact.
Kluwer
Academic
Publishers.
Dordrecht/Boston/London, 1990.
[4] Matej, J.: Modelowanie oraz symulacyjne badania
wagonów bimodalnych w kategoriach zagrożenia
wykolejeniem.
Prace
Naukowe
Politechniki
Warszawskiej, Mechanika, z. 234. Oficyna Wydawnicza
Politechniki Warszawskiej, Warszawa 2010.
[5] Matej, J.: Symulacyjna metoda oceny poziomu zagrożenia wykolejeniem wagonu towarowego na torze prostym. Przegląd Mechaniczny, Nr1/2011.
[6] Piotrowski, J.: Poprzeczne oddziaływania między pojazdem i torem - podstawy modelowania numerycznego. Prace Naukowe PW, Mechanika, z. 118, Warszawa,
1992.
[7] Santamaria, J.; Vadillo, E.G.; Gomez, J.: Influence of
creep forces on the risk of derailment of railway vehicles. Vehicle System Dynamics, Vol. 47, No. 6, June
2009, pp. 721-752.
[8] Seńko, J.: Model symulacyjny pojazdu badawczego z
pomiarowym zestawem kół. Opracowanie wewnętrzne
Instytutu Pojazdów Politechniki Warszawskiej. Warszawa 2010.
[9] Sobaś, M.: Stan I doskonalenie kryteriów bezpieczeństwa przed wykolejeniem pojazdów szynowych (1). Pojazdy Szynowe, nr 4/2005. Str. 1-13.
[10]Shust, W.; Elkins, J.: Wheel forces during flange climb.
Part I - track loading vehicle tests. Transportation
Technology Center, Association of American Railroads,
Pueblo, Colorado 1997.
[11]UIC Code 518.: Testing and approval of railway vehicles from the point of view of dynamic behaviour.
Safety, track fatigue ride quality. International Union
of Railways, 2nd edition, April 2003.
[12]Zaborowski, J.: Badanie wpływu struktury układu napędowego na bezpieczeństwo ruchu pojazdu szynowego. Rozprawa doktorska. Politechnika Warszawska,
Wydział SiMR, 2006.
13
dr hab. inż. Marek Pawełczyk
Politechnika Świętokrzyska
Rozwój systemów wykorzystujących akumulację
energii w transporcie szynowym
W artykule przedstawiono nowe rozwiązania w zakresie wykorzystania akumulacji
energii w systemach transportu szynowego. Na szczególną uwagę zasługują nowe
konstrukcje japońskich wagonów silnikowych o napędzie hybrydowym. Pierwsze
trzy takie pojazdy zostały wprowadzone do eksploatacji przez East Japan Railway
Company 31 lipca 2007
1. Wstęp
Napędy hybrydowe nie są, wbrew temu, co się sądzi, pomysłem nowym. Pierwsze zastosowania tych
napędów datują się na początek ubiegłego stulecia,
przy czym początkowo ograniczały się one do pojazdów drogowych. W ostatnich latach daje się zaobserwować zwiększone zainteresowanie napędami hybrydowymi przez producentów taboru kolejowego. Niniejszy artykuł stanowi próbę przedstawienia tendencji rozwojowych w tym zakresie w kontekście rosnących cen nośników energii i troski o środowisko naturalne.
2. Napędy hybrydowe w pojazdach transportu
drogowego
Pierwsze próby skonstruowania pojazdów hybrydowych datują się na początek ubiegłego stulecia,
kiedy to w Belgii i w Stanach Zjednoczonych powstały pierwsze prototypy takich pojazdów. Przyczyna ich
skonstruowania była prozaiczna – w owym czasie
moc jednostkowa silników spalinowych i parowych
była bardzo niska, w związku z tym wspomagający
napęd silnikiem elektrycznym, zasilanym z akumulatora, poprawiał własności trakcyjne pojazdu i jego
osiągi. W tym kierunku szły konstrukcje belgijskiego
konstruktora i producenta samochodów Piepera (pojazdy komercyjne budowane na podstawie jego patentu w latach 1906–1912) oraz Amerykanina H. Piepera (patent na pojazd hybrydowy udzielony w 1905
roku). W 1910 roku powstał prototyp hybrydowej
ciężarówki, na bazie którego w Filadelfii w USA budowano seryjnie hybrydowe pojazdy ciężarowe aż do
roku 1918. W międzyczasie konstrukcje silników
spalinowych zostały w znacznym stopniu udoskonalone, co wyeliminowało z rynku pojazdy o napędzie
hybrydowym. Ponowne zainteresowanie napędami
alternatywnymi datuje się na przełom lat sześćdziesiątych i siedemdziesiątych XX wieku. Powstają w tym
okresie pierwsze eksperymentalne pojazdy hybrydowe
14
– można tu wspomnieć o patencie amerykańskiej
firmy TRW (1971), pojazdach GM512 (1969), VW
Taxi (1974), Buicku Skylark, przebudowanym na
pojazd hybrydowy przez Wouka i Rosena (1974).
Inspiracją do wielu prac był drastyczny wzrost cen
ropy naftowej w I połowie lat siedemdziesiątych oraz
konieczność ograniczenia emisji spalin przez pojazdy
samochodowe, szczególnie w Kalifornii. W USA
powstało w tym okresie kilka aktów prawnych,
stymulujących bezpośrednio lub pośrednio rozwój
napędów hybrydowych [1, 7, 12, 14].
Ponowny wzrost zainteresowania hybrydami przypada na lata dziewięćdziesiąte - w Stanach Zjednoczonych realizowany jest program Partnership for a
New Generation of Vehicles, finansowany ze środków
amerykańskiej „Wielkiej Trójki” i Departamentu
Transportu. Mniej więcej w tym samym okresie Toyota podejmuje działania na rzecz uruchomienia produkcji pojazdów niskoemisyjnych, uwieńczone uruchomieniem w 1997 roku produkcji (początkowo na rynek japoński) samochodu osobowego Toyota Prius.
Pierwsze wyniki sprzedaży są zachęcające – do końca
roku sprzedano w Japonii ok. 18 000 tych pojazdów.
W tym samym roku Audi uruchamia produkcję pierwszego europejskiego samochodu hybrydowego (Audi
Duo, bazujący na konstrukcji Audi Avant). Brak zainteresowania tą konstrukcją na rynku skłonił producentów europejskich do rozwijania konstrukcji napędów
opartych na silnikach wysokoprężnych. W roku 1999
na rynku amerykańskim pojawia się hybrydowa Honda Insight, a rok później – Toyota Prius. W roku 2002
Honda wprowadza do sprzedaży model Civic Hybrid.
Dwa lata później zmodernizowana Toyota Prius II
zostaje samochodem roku w plebiscycie organizowanym przez Motor Trend Magazine i pojawia się na
rynku europejskim [1, 12, 14, 15]. Sukces seryjnie
produkowanych pojazdów o napędzie hybrydowym
skłonił czołowe koncerny samochodowe do podjęcia
intensywnych prac konstrukcyjnych i aktualnie moPOJAZDY SZYNOWE NR 2/2011
żemy napędy hybrydowe spotkać w ofercie większości liczących się producentów światowych.
3. Systemy i pojazdy wykorzystujące akumulację
energii rekuperacji w kolejnictwie
Pojazdy szynowe, wyposażone w napęd hybrydowy, można zdefiniować jako pojazdy, wyposażone w
pokładowe systemy akumulacji energii, usytuowane
pomiędzy pierwotnym źródłem energii (z reguły trakcyjnym silnikiem wysokoprężnym) a przekładnią,
dostarczającą moment obrotowy na napędzane zestawy kołowe pojazdu. Zastosowanie układów hybrydowych jest atrakcyjne z punktu widzenia możliwości
wykorzystania energii rekuperacji, która pojawia się
podczas hamowania pojazdu. W trakcji elektrycznej
rekuperowana energia jest przekazywana do sieci
trakcyjnej, o ile na tym samym, lub na pobliskim odcinku zasilania znajduje się inny pojazd trakcyjny,
pobierający energię z sieci. W przypadku, gdy nie ma
możliwości przekazania energii rekuperowanej innemu pojazdowi pojazd przechodzi do klasycznego trybu hamowania, co powoduje zamianę energii kinetycznej pojazdu na energię cieplną, rozpraszaną w
otoczeniu. Pojazd hybrydowy wyposażony jest w
zasobnik energii (na ogół baterię akumulatorów), w
którym energia rekuperacji zostaje zmagazynowana w
celu jej wykorzystania podczas rozruchu. Rozwiązaniem alternatywnym jest zastosowanie stacjonarnych
zasobników energii, usytuowanych w pobliżu linii
kolejowej, do których energia rekuperowana zostaje
przekazana, względnie wykorzystanie układów przekształtnikowych w podstacji trakcyjnej, które energię
rekuperacji zwracają do sieci energetycznej. Każde z
powyższych rozwiązań posiada określone wady –
zasobnik energii na pojeździe zwiększa jego ciężar i
pogarsza własności dynamiczne pojazdu. Stacjonarne
zasobniki energii muszą być usytuowane w relatywnie
małych odległościach, szczególnie na liniach charakteryzujących się dużym natężeniem przewozów. Z
drugiej strony mają one korzystny wpływ na „wygładzenie” przebiegów prądowo-napięciowych w sieci
trakcyjnej i na zniwelowanie „pików” mocy pobieranej przez podstacje trakcyjne z sieci energetycznej.
Zastosowanie układów przekształtnikowych implikuje
wzrost nierównomierności poboru mocy.
Dotychczas próby zastosowania stacjonarnych zasobników energii nie wykraczały poza fazę pojedynczych instalacji, choć pierwsze koncepcje pochodzą
jeszcze z początku XX wieku (Góry Skaliste, USA).
Dwie prototypowe podstacje akumulujące nadwyżki
energii rekuperacji, wyposażone w bezwładniki (koła
zamachowe) były eksploatowane od pierwszej połowy
lat osiemdziesiątych na linii Keihin w Japonii. Jedna z
nich funkcjonuje do chwili obecnej [2, 3]. Na zastosowanie stacjonarnej podstacji akumulującej nadwyżki energii rekuperacji z bezwładnikami wykonanymi
w technologii włókien węglowych zdecydował się
ostatnio zarząd metra w Nowym Jorku [4].
Stacjonarne podstacje akumulacyjne budowano także
na bazie akumulatorów elektrochemicznych i tzw.
kondensatorów dwuwarstwowych [5, 8, 10, 18].
Zastosowania akumulacji energii na pojeździe początkowo wiązały się z koncepcją napędu elektrycznego, w którym silniki trakcyjne zasilane były z baterii akumulatorów. Pierwsze próby budowy pojazdów
akumulatorowych nie należały do udanych z uwagi na
brak dostatecznie zaawansowanych technologicznie
akumulatorów – były one zbyt ciężkie z uwagi na
niskie wartości energii właściwej i mocy właściwej
charakteryzujące tanie akumulatory ołowiowe i zasadowe akumulatory niklowo-żelazowe, w związku z
tym zasięg takich pojazdów był niedostateczny. Przykładem takich konstrukcji, które nie sprawdziły się w
eksploatacji była polska lokomotywa EPA 42-01,
przebudowana w roku 1987 z lokomotywy manewrowej SM 42. Lokomotywa miała być wykorzystywana
do prowadzenia pociągów sieciowych w tunelu średnicowym w Warszawie. W pojeździe tym silnik trakcyjny został zastąpiony baterią akumulatorów. Wyniki
badań eksploatacyjnych nie potwierdziły założeń projektowych, jakość akumulatorów była niedostateczna i
w efekcie prototyp nie został ostatecznie wprowadzony do normalnej pracy na PKP [19].
Większy sukces odniosły konstrukcje pojazdów
szynowych, wykorzystujące hybrydowy napęd elektryczno-bateryjny. Palma pierwszeństwa w tej kategorii należy do Stanów Zjednoczonych. W roku 1928
firma Kennecott Copper złożyła zamówienie na 4
lokomotywy elektryczne wyposażone w dużą baterię
akumulatorów Ni–Fe. Przepracowały one pomyślnie
kilka dekad. Zasilanie odbywało się z sieci trakcyjnej
o napięciu 750 V, a akumulatory umożliwiały krótkotrwałe zwiększenie mocy (szczególnie podczas rozruchu) i pracę na odcinkach niezelektryfikowanych [23].
W metrze londyńskim od roku 1936 były eksploatowane lokomotywy z takim właśnie układem napędowym. Przeznaczone były do prac serwisowych w
tunelach metra. W miejsce wyeksploatowanych lokomotyw w latach 50., 60. i 70. dostarczane były nowsze
pojazdy. Aktualnie metro londyńskie dysponuje pięcioma takimi pojazdami, wyprodukowanymi w roku
1970 (rys. 1).
Na przełomie lat 70. i 80. koleje niemieckie eksploatowały wagony silnikowe o napędzie elektrycznoakumulatorowym [13]. Na początku lat osiemdziesiątych hybrydowe pojazdy metra, wyposażone w akumulatory inercyjne (koła zamachowe) wprowadziło do
eksploatacji metro w Nowym Jorku [9].
W roku 1986 czechosłowacki producent pojazdów
szynowych, ČKD, wyprodukował prototyp hybrydowej lokomotywy manewrowej, oznaczonej symbolem
DA 600, zasilanej silnikiem wysokoprężnym o mocy
190 kW. 4 elektryczne silniki trakcyjne tej
15
nia na moc. Jedna taka lokomotywa, w wersji dwusilnikowej, została wyposażona w baterię akumulatorów
i uzyskała oznaczenie RP20BH. Łącznie firma Railpower wyprodukowała w latach 2004–2010 około 190
lokomotyw, z których 66 – to lokomotywy hybrydowe
o mocy 1000 i 2000 KM, a ponad 120 – to wielosilnikowe lokomotywy Genset [25].
Prototyp lokomotywy hybrydowej zbudowała także
firma General Electric. Lokomotywy hybrydowe GE
mają stanowić uzupełnienie aktualnie oferowanej serii
GE Evolution [23].
Rys. 1. Lokomotywa L16 o napędzie elektryczno-bateryjnym,
eksploatowana przez metro londyńskie. Źródło: http://en. wikipedia.org/wiki/File:Battery_loco_16_at_West_Ham.JPG (odczyt z
dnia 2.05.2010)
lokomotywy miały moc ciągłą 360 kW i były zasilane
jednocześnie przez generator, napędzany silnikiem
spalinowymi i przez baterię akumulatorów. Akumulatory były doładowywane w trakcie pracy silnika lokomotywy, a także podczas hamowania rekuperacyjnego. Mogły być także doładowywane w czasie postoju lokomotywy z zewnętrznego źródła energii. Po zakończeniu testów lokomotywa została przekazana do
Ołomuńca, gdzie była pomyślnie eksploatowana przez
10 lat. Produkcji seryjnej tych lokomotyw nie udało
się uruchomić ze względu na niewystarczające moce
produkcyjne czechosłowackich firm wytwarzających
akumulatory i brak możliwości w zakresie importu
zaopatrzeniowego [21].
Ciekawym rozwiązaniem konstrukcyjnym są
francuskie zespoły trakcyjne Autorail à Grande
Capacité, produkowane od roku 2004 w różnych
wariantach przez kanadyjskiego Bombardiera jako
trakcyjne zespoły XGC o napędzie spalinowym (seria
X 76500), dwusystemowe zespoły elektryczne ZGC
(seria Z 27500) oraz dwumodalne zespoły BGC (napęd spalinowy + napęd elektryczny 1500 VDC – seria
B 81500) i dwumodalne zespoły BGC z napędem
spalinowym i napędem elektrycznym dwusystemowym 1500 VDC/25 kV AC [22].
Umiarkowanym zainteresowaniem kolei amerykańskich cieszą się hybrydowe lokomotywy firmy
Green Power, produkowane od 2005 roku przez kanadyjską firmę Railpower Technologies. Firma oferuje
także usługi w zakresie przebudowy istniejących spalinowych lokomotyw manewrowych na wersje hybrydowe [23]. Zgodnie z danymi firmy zastosowanie
napędu hybrydowego zapewnia ograniczenie emisji
substancji szkodliwych do 90% i ograniczenie zużycia
paliwa do 60%. Pojazdy te zostały szczegółowo opisane w periodyku krajowym [24]. Ciekawym rozwiązaniem są lokomotywy Raipower serii Genset, w których źródłem napędu są małe silniki spalinowe; ich
liczba wynosi, w zależności od modelu, od 2 do 4.
Komputer pokładowy załącza odpowiednią liczbę
silników w zależności od chwilowego zapotrzebowa16
4. Nowe hybrydowe pojazdy szynowe produkcji
japońskiej
Podobnie, jak w przypadku pojazdów samochodowych, również dziedzinie hybrydyzacji pojazdów
szynowych konstruktorzy i producenci japońscy stają
się liderami światowymi. Ich dziełem jest pierwszy na
świecie hybrydowy spalinowy wagon silnikowy, który
po zakończeniu testów rozpoczął dwa lata temu normalną pracę eksploatacyjną. Producentem pojazdu jest
firma Hitachi, która prace, związane z zastosowaniem
napędów hybrydowych w kolejnictwie podjęła już w
roku 2001 [26]. Opracowany szeregowy hybrydowy
układ napędowy jest wynikiem współpracy firmy
Hitachi z działem badawczym East Japan Railway
Company (jednej z 7 spółek kolejowych, wchodzących w skład grupy Japan Railways). Hybrydowy
układ napędowy obejmuje silnik wysokoprężny o
mocy 331 kW, napędzający trójfazowy generator
elektryczny o mocy ciągłej 270 kW/ 615 V (rys. 2).
Energia elektryczna, wytworzona przez generator, jest
przekazywana do przekształtnika, z pośrednim obwodem prądu stałego, w skład którego wchodzi wysokowydajna bateria akumulatorów litowo-jonowych.
Falownik typu VVVF zasila 2 silniki trakcyjne prądu
przemiennego o mocy ciągłej 95 kW każdy. Układ
sterowania zapewnia możliwość odzysku energii kinetycznej podczas hamowania wagonu [26, 27].
Rys. 2. Szeregowy hybrydowy układ napędowy wagonu silnikowego JR East [27]
Badania układu napędowego, przeprowadzone
podczas jazd próbnych testowego wagonu silnikowego o nazwie NE Train (New Energy Train), wykazały
korzystne własności układu w zakresie zużycia paliwa, niezawodności i trwałości układu akumulacji
energii oraz możliwości zastosowania układu w normalnych warunkach eksploatacyjnych. W oparciu o
wyniki badań JR East złożyły zamówienie na 3 hybrydowe wagony silnikowe i po ich dostarczeniu
przez producenta w kwietniu 2007 roku rozpoczęto
normalną eksploatację w dniu 31 lipca 2007 r., jednocześnie nadając nowym wagonom oznaczenie Kiha
E200 DEMU (diesel electric multiple unit) [26].
Wygląd zewnętrzny wagonu silnikowego przedstawiono na rys. 3. Podstawowe dane techniczne wagonu [28]:
Okres eksploatacji
od 2007 do chwili obecnej
Liczba wagonów w eksploatacji
3
Konfiguracja
pojedynczy wagon silnikowy
Liczba miejsc dla pasażerów
117
(46 miejsc siedzących)
Linia
Kuomi (JR East)
Konstrukcja pudła
stal nierdzewna
Wymiary pojazdu
19 500×2920 mm
Prędkość maksymalna
100 km/h
Rys. 3. Wagon silnikowy KiHa E200 kolei JR East z napędem
hybrydowym. Źródło: http://en.wikipedia.org/wiki/File:
JREast-kihaE200-1.jpg
Rys. 4. Rozmieszczenie elementów układu napędowego w
pojeździe [27]
System sterowania obejmuje układy kontroli poprawności działania poszczególnych obwodów elektrycznych oraz kontroli stopnia naładowania akumulatorów. W celu poprawy niezawodności systemu maPOJAZDY SZYNOWE NR 2/2011
gazynowania energii baterię akumulatorów podzielono na dwie odrębne funkcjonalnie części. W zależności od stopnia naładowania baterii i prędkości pojazdu
regulowana jest moc silnika spalinowego, zgodnie z
algorytmem zapewniającym utrzymanie właściwego
stopnia naładowania akumulatorów i minimalizację
zużycia paliwa:
a) w celu obniżenia poziomu hałasu i zmniejszenia
zużycia paliwa silnik spalinowy jest wyłączany
podczas postoju pojazdu;
b) rozruch pojazdu odbywa się kosztem energii zmagazynowanej w baterii akumulatorów (przy wyłączonym silniku spalinowym);
c) przy prędkości ok. 25 km/h uruchamiany jest silnik
trakcyjny, który za pośrednictwem generatora napędza silniki trakcyjne i doładowuje baterię akumulatorów;
d) podczas hamowania odzyskowego silnik spalinowy jest wyłączany, a energia rekuperowana doładowuje baterię akumulatorów;
e) gdy podczas hamowania rekuperacyjnego stopień
naładowania baterii osiągnie maksimum, uruchamiane jest hamowanie silnikowe, aby zapobiec
przeładowaniu baterii.
Schemat układu sterowania przedstawiono na rys.
5, a schematy przepływów mocy w różnych fazach
cyklu jazdy – na rys. 6.
Rys. 5. Schemat funkcjonalny układu sterowania [27]
Pojazd wyposażony jest w nastawnik jazdy i układ
kontroli trakcji zaadaptowany z seryjnie produkowanych przez firmę Hitachi zespołów trakcyjnych. Dodatkowym elementem nastawnika jest tzw. gradientprediction control system (system sterowania oparty
na przewidywaniu profilu pionowego). System automatycznie rozpoznaje chwilowe położenie pojazdu na
odcinku linii kolejowej i na tej podstawie przewiduje
zmiany profilu pionowego, w wyniku czego następuje
odpowiednia modyfikacja algorytmu sterowania układem zarządzania energią:
a) podczas jazdy po spadku w reżimie silnikowym
lub podczas jazdy wybiegiem priorytetowo wykorzystywana jest energia z baterii akumulatorów;
podczas hamowania w maksymalnym stopniu stosowany jest odzysk energii kinetycznej;
17
b) na wzniesieniach i na odcinkach płaskich rozszerzany jest przedział wartości określających stopień
naładowania baterii, umożliwiających rozpoczęcie
ładowania/rozładowywania baterii akumulatorów.
Rys. 7. Zbiorniki wodoru (po lewej) moduł ogniw
paliwowych (po prawej) [27]
Rys. 6. Schemat przepływów energii w reżimach postoju, rozruchu, przyspieszania i hamowania [27]
Zespół akumulatorów został umieszczony na dachu
pojazdu. Składa się on z 16 modułów o łącznej pojemności 15,2 Ah, łącznej rezystancji wewnętrznej
144 mΩ i gęstości mocy 3 kW/kg. Masa pojedynczego
modułu wynosi ok. 20 kg, przy rozmiarach zewnętrznych 540 x 260 x 160 mm (DxSxW). Zakładana żywotność baterii wynosi 8 lat, przy zakładanym okresie
eksploatacji wagonu silnikowego, szacowanym na 15
lat [27].
Oszczędności energii, wynikające z zastosowania
napędu hybrydowego, podczas testów wynosiły od
kilku do ok. 20% w zależności od profilu pionowego
linii, na której prowadzono badania (liczba kilometrów przejechanych na jednostce objętości paliwa
wynosiła 1,7–2,3 km/dm3). Zgodnie z oczekiwaniami
najmniejsze oszczędności uzyskiwano na podjazdach,
największe oszczędności uzyskano na odcinkach linii
o profilu płaskim. Emisja substancji szkodliwych
zmniejszyła się dzięki optymalizacji warunków pracy
silnika spalinowego(praca silnika w wąskim przedziale zmienności prędkości obrotowych) oraz dzięki
zmniejszeniu zużycia paliwa, wynikającemu z zastosowania napędu hybrydowego. Emisja węglowodorów
została zredukowana do poziomu 13,3% w porównaniu z napędem „klasycznym”, emisja tlenków azotu –
do poziomu 40%, zaś emisja sadzy – do poziomu
43,7%. Jednocześnie poprawiły się własności dynamiczne pojazdu i, zdaniem badaczy, są one obecnie
zbliżone do parametrów bliźniaczego elektrycznego
zespołu trakcyjnego E 231 [27].
Aktualnie w ramach projektu ne@train prowadzone są badania kolejnego prototypu wagonu silnikowego, wyposażonego w baterię ogniw paliwowych, zasilanych gazowym wodorem. Na rys. 7 przedstawiono
zbiornik wodoru (zdjęcie po lewej) i moduł ogniw
paliwowych(zdjęcie prawe).
18
Rys. 8. Modyfikacja układu pojazdu związana z zastosowaniem
ogniw paliwowych [27]
Na rysunku 8 przedstawiono zasadnicze zmiany w
konstrukcji pojazdu, związane z zastosowaniem
ogniw paliwowych. Ze skrzyń, zainstalowanych pod
pudłem wagonu zostały usunięte silnik spalinowy ze
zbiornikiem paliwa i z generatorem elektrycznym, w
ich miejsce zainstalowano wysokociśnieniowe zbiorniki zawierające 75 Nm3 wodoru pod ciśnieniem 35
MPa oraz dwa moduły ogniw paliwowych o mocy
nominalnej po 65 kW każdy. Z uwagi na potencjalne
zagrożenie, jakie niesie zastosowanie gazowego wodoru, w skrzyniach aparatowych zainstalowano system czujników – detektorów wodoru, podłączonych
do systemu monitorowania bezpieczeństwa. Zmodyfikowany system sterowania przepływem mocy pokazano na rys. 9.
Rys. 9. Modyfikacja systemu sterowania przepływem
mocy związana z zastosowaniem ogniw paliwowych
[27]
Z uwagi na niskie temperatury robocze ogniwa paliwowego (~100°C) i dobrą dynamikę pracy podjęto
decyzję o zastosowaniu ogniw paliwowych z polimerowym elektrolitem (PEMFC).
Firma Hitachi opracowała także, we współpracy z
kolejami brytyjskimi, hybrydowy układ napędowy,
przeznaczony dla spalinowych lokomotyw liniowych i
dla zespołów trakcyjnych. Prototypowy układ hybrydowy został zamontowany w pociągu dużych prędkości, eksploatowanym w Wielkiej Brytanii. Pociąg
testowy, nazwany V-Train 2, przeszedł serię testów,
mających wykazać efektywność zastosowania nowego
typu układu napędowego. Pod względem funkcjonalnym układ ten jest bardzo podobny do rozwiązań zastosowanych w opisanym wyżej wagonie silnikowym.
5. Podsumowanie
Ograniczone ramy artykułu nie pozwalają na bardziej szczegółowe omówienie przedstawionych rozwiązań konstrukcyjnych napędów alternatywnych w
kolejnictwie. Wydaje się, że tendencje w zakresie
wprowadzania napędów hybrydowych w kolejnictwie
są bardzo wyraźne, szczególnie w kontekście osiągnięć amerykańskich (lokomotywy manewrowe) i
japońskich. Warto dodać, że w literaturze przedmiotu
znaleźć można szereg informacji o kolejnych operatorach kolejowych wprowadzających lub zamierzających wprowadzić w najbliższej przyszłości pojazdy
szynowe z napędami alternatywnymi. Również producenci europejscy (Alstom, Bombardier i in.) prowadzą intensywne prace badawcze i konstrukcyjne, mające na celu wdrożenie do praktyki eksploatacyjnej
nowych napędów. Kilka lat temu na wystawie Innotrans w Berlinie można było oglądać prototypowy
zespół trakcyjny Corradia Lirex firmy Alstom, wyposażony w zasobnik energii. Sygnały o wprowadzaniu
nowych napędów alternatywnych dochodzą także od
producentów tramwajów – przykładem tego mogą być
przeprowadzone kilka lat temu w Warszawie badania
tramwaju z zainstalowanym zasobnikiem energii,
mogącego poruszać się na krótkich odcinkach niezelektryfikowanych. Wobec rosnących cen energii i
coraz lepszych parametrów zasobników energii rozwój systemów wykorzystujących akumulację energii
w transporcie szynowym wydaje się być nieunikniony.
Literatura
[1] History
of
Hybrid
Vehicles
|
Hybrid
Cars.
http://www.hybridcars.com/history/history-of-hybridvehicles.html (2.05.2010).
[2] M a r u y a m a N., Fly-wheel type electric railway energy
saving substation, Japanese Railway Engineering, Vol. 21,
No. 2, 1981.
[3] S a t o r u S., Wayside and on-board storage can capture
more regenerated energy, Railway Gazette International,
2.07.2007 (przedruk dostępny na stronie internetowej
http://www.railwaygazette.com/news/singleview/view/10/wayside-and-on-board-storage-can-capturemore-regenerated-energy.html – 2.05.2010).
[4] New York orders flywheel energy storage, Railway Gazette
International, 14.08.2009 (przedruk dostępny na stronie internetowej http://www.railwaygazette. com/news/singleview/view/10/new-york-orders-fly-wheel-energy-storage.html
– 2.05.2010).
[5] G u n s e l m a n n W., H ö s c h l e r P., R e i n e r G.,
Energiespeichereinsatz im Statbahnnetz Köln, Elektrische
Bahnen 98 (2000) z. 11-12.
[6] P a w e ł c z y k
M., Ocena korzyści związanych z
zastosowaniem zasobników energii w trakcji elektrycznej
prądu stałego, Materiały Międzynarodowej Konferencji MET
‘2001, Gdańsk 2001.
[7] P a w e ł c z y k M., Zasobniki energii w transporcie –
możliwości zastosowań i korzyści, Spedycja, Transport,
Logistyka, nr 3/2001.
[8] B a x t e r R ., Energy storage: enabling a future for
renewables? Renewable Energy World July–August 2002.
[9] B o w l e r M.E., Flywheel energy systems: Current status
and future prospects, Magnetic Material Producers
Association Joint Users Conference, 1997.
[10] M a r s h a l l J., Supercharging Ahead: Bay Area firms lead
in race to develop high-tech device, San Francisco
Chronicle, January 29, 1997.
[11] Energy Storage. Ultracapacitors and Batteries, A leaflet of
the Argonne National Laboratory, Argonne, Illinois.
[12] V o u k V., Pojazdy z napędem hybrydowym, Świat Nauki, nr
12, 1997.
[13] R a p p e n g l ü c k
W., P f i s t e r ,
F., Elektrischer
Triebwagen für Fahrleitungs- und Batteriebetrieb, ETR (30)
9 – 1981.
[14] R e u y l J.S., S c h u u r m a n s P.J., Policy Implications of
Hybrid-Electric Vehicles, Final Report to NREL under
Subcontract # ACB-5-15337-01. April 22, 1996.
[15] S z u m a n o w s k i A., Akumulacja energii w pojazdach,
Wydawnictwa Komunikacji i Łączności, Warszawa 1983.
[16] M i e r z e j e w s k i L., S z e l ą g A., Aktualne kierunki
ograniczania zużycia energii elektrycznej w transporcie
kolejowym, Technika Transportu Szynowego, lipiec–sierpień
2004.
[17] V a n M i e r l o J., V a n d e n B o s s c h e P.,
M a g g e t t o G., Models of energy sources for EV and
HEV: fuel cells, battery, ultracapacitors, flywheels and engine-generators, Journal of Power Sources 128 (2004) 7689.
[18] L e c h n e r M., R e i n e r K., Einsatz eines Batterienspeichers bei einer Bergbahn, Elektrische Bahnen 93 (1995)
[19] Zapiski maszynisty – Pamiętnik maszynisty – bloog.pl.
http://1435mm.bloog.pl/id, 2867584,title,EPA42,index.html?
ticaid=6a406 (2.05.2010)
[20] London Underground battery-electric locomotives, Artykuł w
Wikipedii: http://en.wikipedia.org/wiki/London_ Underground_battery-electric_locomotives (2.05.2010).
[21] V Japonsku se bude jezdit hybridním vlakem,
http://www.zelpage.cz/zpravy/5014 (1.05.2010).
[22] Autorail ŕ grande capacité, Artykuł w Wikipedii:
http://en.wikipedia.
org/wiki/Autorail_%C3%A0_grande_
capacit%C3%A9 (3.05.2010).
[23] Hybrid train, Artykuł w Wikipedii: http://en.wikipedia.
org/wiki/Hybrid_Locomotive (1.05.2010).
[24] M i c h n e j M., S z k o d a M., Współczesne rozwiązania
hybrydowych układów napędowych spalinowych pojazdów
trakcyjnych, Technika Transportu Szynowego, nr 10/2007.
[25] RailPower’s Green Goat Locomotives; Hybrids and Genset,
Strona internetowa http://www.american-rails.com/greengoat-locomotives.html (4.05.2010).
[26] T o k u y a m a K., S h i m a d a M., T e r a s a w a K.,
K a n e k o T., Practical Application of a Hybrid Drive System for Reducing Environmental Load, Hitachi Review, Vol.
57), No. 1, (2008.
[27] F u r u t a R., Development of new energy train, 9th UIC
Environment Coordinators Conference. Innovation Session:
The Trains of the Future. Marseille 13th of October 2006,
http://www.uic.org/spip.php?article1563.
[28] KiHa E200, Artykuł w Wikipedii http://en.wikipedia.org/
wiki/KiHa_E200 (3.05.2010).
19
prof.dr hab.inż.Marian Medwid
mgr inż. Rafał Cichy
mgr inż. Tomasz Nowaczyk
Model strukturalny systemu transportu naczep
drogowych na wózkach kolejowych w ruchu
kombinowanym kolejowo-drogowym
W artykule zaprezentowano model strukturalny innowacyjnego rozwiązania
systemu transportu kombinowanego, kolejowo-drogowego. Opisano istotne
różnice nowego systemu w stosunku do znanych systemów transportu
intermodalnego oraz wymieniono główne zalety nowego rozwiązania.
Wyszczególniono podstawowe prace projektowe i naukowo-badawcze
niezbędne do realizacji w celu dalszego rozwoju prezentowanej koncepcji.
1. Wstęp
Stały wzrost ilości transportowanych towarów z
jednoczesną troską o racjonalizowanie kosztów transportu i ochronę środowiska naturalnego wskazują na
potrzebę ciągłego monitorowania stanu techniki w
dziedzinie transportu drogowego i kolejowego oraz
poszukiwania innowacyjnych technik transportu, w
tym techniki intermodalnej, która generuje niższe
koszty zewnętrzne i bardziej sprzyja środowisku naturalnemu.
Rozwój transportu intermodalnego umożliwia
ograniczenie przyrostu transportu towarów drogami
kołowymi i równocześnie pozwala na przyrost masy
towarowej transportowanej koleją. Transport kolejowy
jest zdecydowanie mniej energochłonny w odniesieniu do transportu drogowego. Polska jest jedynym dużym krajem w UE, w którym poza transportem
kontenerowym nie realizuje się przewozów intermodalnych, w szczególności drogowych naczep samochodowych. Naukowcy z IPS „Tabor” we współpracy
z Politechniką Warszawską opracowali konkurencyjny
do światowych konstrukcji, tabor bimodalny pozwalający rozwiązać problem „przeniesienia” tirów z drogi
na tory. Istotną barierą wdrożenia tego systemu do
eksploatacji jest konieczność wyprodukowania specjalnych naczep bimodalnych, których konstrukcja jest
odpowiednio skomplikowana w porównaniu do standardowych naczep drogowych.
Do najbardziej znanych i rozpowszechnionych w
Europie i świecie systemów transportu kombinowanego, kolejowo drogowego należy zaliczyć systemy:
„Ro-La” (ruchoma szosa), modalohr oraz system bimodalny. Wymienione systemy transportowe wykorzystują metodę przeładunku poziomego, bez użycia
urządzeń dźwigowych za wyjątkiem systemu modalohr. Przedstawiany w niniejszym opracowaniu system
20
łączy pewne cechy pozytywne wymienionych wyżej
systemów transportowych jak również eliminuje
niektóre cechy negatywne. W systemie ruchoma szosa
oraz modalohr naczepy ładowane są na specjalne
platformy nośne o masie własnej 8–10 ton
posadowione na wózkach kolejowych. W systemie
bimodalnym platformy nośne zostały wyeliminowane
i zastąpione urządzeniami zwanymi adapterami, na
których zamocowane zostają bimodalne naczepy
drogowe, które oprócz funkcji pojemnika na towar
stanowią również strukturę nośną „wagonu”. Ze
względu na sposób zamocowania naczepy na
adapterach (podparcie naczepy na jej końcach), jest
konieczne zaprojektowanie ramy naczepy o określonej
wytrzymałości z reguły o masie większej o 2–3 tony w
porównaniu do standardowej naczepy drogowej.
W prezentowanym systemie transportowym wyeliminowano platformy nośne występujące w systemie
ruchoma szosa oraz modalohr. Naczepa jest transportowana po torze kolejowym tylko na odpowiednio
zaprojektowanych wózkach kolejowych, a punkty
podparcia ramy naczepy pozostają w tym samym
miejscu jak podczas jazdy po drodze kołowej. Zatem
warunki obciążenia pionowego ramy naczepy w ufomowaniu drogowym i kolejowym pozostają bez
zmian. Jednak w uformowaniu kolejowym na pociąg
złożony z naczep działają siły wzdłużne, które nie
występują podczas jazdy drogowej. Wzdłużne siły
występujące w uformowaniu kolejowym wprowadzono w ramę nośną naczepy w miejscach, w których
przekroje belek nośnych ramy są większe niż w części
przedniej to znaczy w miejscu przewidzianym pod
ciągnik drogowy. Zatem rama naczepy może wymagać przystosowania do ich przenoszenia lub nie, dla
niektórych typów naczep. Przyrost masy ramy naczePOJAZDY SZYNOWE NR 2/2011
py w porównaniu do standardowej naczepy drogowej
będzie znacznie mniejszy niż w naczepie bimodalnej.
2. Struktura modelu
System transportu naczep drogowych na wózkach
kolejowych (rys. 1) złożony jest z odpowiednio przystosowanej naczepy drogowej 1, przedniego wózka
dwuosiowego 2 i tylnego wózka czteroosiowego 3.
Przedni wózek 2 może być wykonany jako wózek wyposażony w typowe urządzenia pociągowo-zderzne 4
(rys. 2) służące do połączenia z lokomotywą i składem
pociągu, lub jako wózek wyposażony w sztywne urządzenie cięgłowe 5 (rys. 1), łączące przód naczepy z
tyłem sąsiedniej naczepy, lub dwa tyły sąsiednich
naczep.
Przód naczepy 1 oparto na siodle 6 typu „Jost” i
zamocowano do kolumny wózka 7 za pomocą połączenia sworzniowego. Urządzenie cięgłowe 8 łączy w
sposób sztywny kolumnę wózka 7 z ramą nośną naczepy 9 za pomocą sworzni 10 lub innego rodzaju
urządzeń sprzęgowych.
Tył naczepy 1 spoczywa na wózku tylnym 3 w ten
sposób, że koła naczepy oparto na półkach ramy wózka i zabezpieczono płytami odchylnymi 11 i cięgłami
12. Ramę wózka połączono ze wspornikiem 13 ramy
naczepy za pomocą sztywnego cięgła 14 mocowanego
przegubowo do wspornika 13 ramy naczepy.
Do wspornika 13 ramy naczepy zamocowano również urządzenie cięgłowe 5 łączące sąsiednie naczepy.
Mocowanie urządzenia cięgłowego 5 w wsporniku 13
można zrealizować za pomocą urządzenia sworzniowego 15 lub innego rodzaju urządzenia sterowanego
ręcznie lub automatycznie.
3. Sposób montażu wózków pod naczepą
Przestawienie naczepy z trakcji drogowej na kolejową odbywa się na płaskim terminalu wyposażonym
w tor prosty zabudowany tak, aby poziom terminalu
był zrównany z poziomem główek szyn toru.
Na rysunku 3 pokazano sposób i kolejność montażu wózków kolejowych pod naczepą.
Faza I rys 3a
Ustawienie wózka tylnego na torze za kołami naczepy oraz zablokowanie wózka przed możliwością
toczenia się po torze. Przygotowanie wózka do najazdu naczepy przez opuszczenie płyt odchylnych 11
(przednich) oraz płyt odchylnych wewnętrznych.
Faza II rys. 3b
Najazd kół naczepy na płyty odchylne 11. Zamocowanie wózka do naczepy za pomocą sztywnego
cięgła 14. Zabezpieczenie kół drogowych przez podniesienie płyt odchylnych i ich zablokowanie zworami
12.
Rys. 1. Naczepa na wózkach kolejowych z wózkiem przednim
przystosowanym do łączenia międzynaczepowego
Rys. 2. Naczepa na wózkach kolejowych z wózkiem przednim wyposażonym
w typowe urządzenia pociągowo-zderzne
21
Rys. 3. Proces montażu wózków kolejowych pod naczepą
Faza III rys. 3c
Opuszczenie nogi podporowej i wyjazd ciągnika
spod naczepy.
cięgłowego 8 w ramie naczepy 9, za pomocą urządzenia ryglującego 10. Podniesienie nogi podporowej
naczepy.
Faza IV rys. 3d
Wtoczenie wózka przedniego pod przód naczepy.
4. Alternatywne możliwości montażu składu pociągu
Faza V rys. 3e
Oparcie przodu naczepy na siodle typu „Jost” i
zaryglowanie zamka siodła. Zamocowanie urządzenia
Na rysunkach 4 i 5 przedstawiono przykładowo
dwie metody formowania składu pociągu złożonego z
naczep na wózkach kolejowych. Pierwsza metoda rys.
4 polega na jednokierunkowym łączeniu przyczep (za
22
Rys. 4. Pociąg wyposażony na obu końcach w wózki z urządzeniami pociągowo-zderznymi
oraz ze sztywnym połączeniem międzynaczepowym
Rys. 5. Moduł dwunaczepowy wyposażony na obu końcach w urządzenia pociągowo-zderzne
wyjątkiem ostatniej naczepy), w ten sposób, że pierwsza naczepa jest wyposażona w przedni wózek zaopatrzony w urządzenia pociągowo zderzne a kolejne
naczepy w przednie wózki wyposażone w wspornik do
montażu sztywnego cięgła, łączącego przód kolejnej
naczepy ze wspornikiem zamontowanym w tyle naczepy poprzedniej. Natomiast ostatnia naczepa w
składzie pociągu jest odwrócona tyłem do naczepy
poprzedzającej a przód naczepy jest wyposażony w
wózek z urządzeniami pociągowo zderznymi.
Druga metoda rys. 5 polega na tworzeniu
dwuczłonowych zespołów naczep połączonych za
pomocą urządzeń pociągowo zderznych, dwie naczepy
w członie łączą się za pomocą sztywnego wzdłużnie
cięgła przenoszącego siły pociągowe i ściskające,
działające podczas jazdy po torach kolejowych.
Zalety eksploatacyjne rozwiązania:
− możliwość montażu naczep na wózki równocześnie dla kilku lub kilkunastu naczep,
a po montażu połączenie ich w pociąg (skrócenie czasu formowania składu pociągu),
− możliwość wyłączenia ze lub włączenia do
składu pociągu dowolnej naczepy, znajdującej
się wewnątrz składu pociągu,
− łączenie naczep w składy dwuczłonowe, zaopatrzone na końcach w urządzenia pociągowo
zderzne pozwala na doczepienie składów dwuczłonowych na końcu pociągu towarowego
(masa składu dwuczłonowego jest w przybliżeniu równa masie towarowego wagonu czteroosiowego ~80 t, zatem zderzaki są zdolne do
przeniesienia i pochłonięcia energii przy nabieganiu składów dwuczłonowych na ostatni wagon pociągu towarowego),
− relatywnie mały rozstaw czopów skrętu między
wózkiem przednim i tylnym tworzy lepsze warunki wpisywania się naczepy w zarys skrajni
taboru w porównaniu do systemów ruchoma
szosa, modalohr oraz bimodalnego,
−
znaczące zmniejszenie masy pociągu w porównaniu do systemów ruchoma szosa i modalohr,
− prosty terminal przeładunkowy, bez dodatkowej infrastruktury przeładunkowej.
5. Podsumowanie
Ze względu na nowatorski, niekonwencjonalny
układ biegowy pociągu w celu dalszego rozwoju projektu należy podjąć szereg niezbędnych analiz konstrukcyjnych oraz symulacyjnych badań teoretycznych
między innymi w zakresie oceny:
− bezpieczeństwa ruchu pociągu na torze prostym i na łukach,
− wytrzymałości konstrukcji naczepy oraz elementów i zespołów układu biegowego pociągu,
− kinematyki ruchu pociągu przy różnych konfiguracjach torów,
− spełnienia warunków skrajni kinematycznej wg
przepisów UIC 505-1 oraz 506-1.
Oddzielnym, nie rozpoznanym szczegółowo na tym
etapie prac koncepcyjnych problemem jest spełnienie
wymagań dotyczących hamowania składu pociągu.
Pod względem struktury budowy pociągu proponowane rozwiązanie można porównać z systemem „ruchoma szosa”, gdzie wspólnym parametrem układów biegowych jest mała średnica kół wózków kolejowych
(450 mm). W systemie „Ro-La” zastosowano hamulec
tarczowy, mocując tarcze hamulcowe na kołach osi
zestawów kołowych. W prezentowanym w niniejszej publikacji rozwiązaniu, jest to niemożliwe ze
względu ograniczenia wynikające z przyjętej koncepcji układu biegowego. Teoretycznie istnieją możliwości konstrukcyjne zabudowy hamulca niekonwencjonalnego, zwłaszcza, że masa „wagonu” wg prezentowanej koncepcji jest ~15 ton mniejsza od załadowanego wagonu systemu „ruchoma szosa”.
23
Proponowana nowatorska koncepcja transportu
naczep drogowych w ruchu kombinowanym,
kolejowo-drogowym stanowi nowe wyzwanie dla
projektantów i naukowców branży taboru kolejowego.
Wdrożenie do eksploatacji nowego systemu transportu
intermodalnego może istotnie przyczynić się do
komodalności dwóch gałęzi transportu, kolejowego i
drogowego.
Zaprezentowana koncepcja systemu transportu
naczep drogowych na wózkach kolejowych oraz
szczegółowe rozwiązania techniczne zastosowane w
projekcie zostały zgłoszone do ochrony patentowej w
Urzędzie Patentowym RP.
24
Literatura
[1] M e d w i d M., Studium tworzenia intermodalnych
środków technicznych transportu lądowego w
szczególności taboru bimodalnego, Rozprawy,
Wydawnictwo Politechniki Poznańskiej, Poznań
2008.
[2] M e d w i d M., Polski system transportu kolejowodrogowego [Bimodalnego] typu „Tabor”,
Monografia, Wydawnictwo IPS „TABOR”, Poznań
2006.
[3] M e d w i d M., C i c h y R., System transportu
przyczep drogowych po torach kolejowych i
tramwajowych, Pojazdy Szynowe nr 2/2010,
Wydawnictwo IPS „TABOR”.
dr inż. Zygmunt Marciniak,
dr Włodzimierz Stawecki
dr inż. Ireneusz Pielecha
dr inż. Jacek Pielecha
Politechnika Poznańska
Problemy emisji spalin ze specjalnych
pojazdów szynowych
W artykule przedstawiono analizę ekologiczną specjalnych pojazdów szynowych na
przykładzie ciągnika szynowo-drogowego. Przedstawiono wyniki pomiarów emisji
składników gazowych oraz cząstek stałych w rzeczywistych warunkach ruchu tego
pojazdu. Zaproponowano możliwości zastąpienia lokomotyw manewrowych przez
pojazdy szynowo-drogowe.
1. Wstęp
Zagadnienia ekologiczne dotyczące ograniczania zużycia energii, paliw i emisji związków szkodliwych
znajdują swoje odzwierciedlenie również w obszarach
związanych z pojazdami szynowymi. Niniejszy artykuł dotyczy zagadnienia wykorzystania ciągników
szynowo-drogowych w aspekcie ograniczenia emisji
składników szkodliwych i potencjalnych możliwości
zastąpienia nimi spalinowych lokomotyw manewrowych.
Pojazdy specjalne trakcji szynowej często bazują na
konstrukcjach samochodów ciężarowych (np. Iveco,
Star – do prowadzenia prac pociągowych i manewrowych na bocznicach kolejowych), ale również ciągników (Ursus, Crystal).
Ciągnik szynowo-drogowy to ciągnik przeznaczony
do prac związanych z przetaczaniem wagonów po
torach (wąskich i szerokich). Wyposażenie tego ciągnika oparte jest na kompletacji modelu Crystal z dodatkowym reduktorem biegów pełzających oraz zwężonym rozstawie kół. Model szynowy jest doposażony
przez Instytut Pojazdów Szynowych TABOR w układ
umożliwiający jazdę po torach kolejowych i podłączenie z wagonem kolejowym. Ciągnik ten wykonuje
prace zarówno jako lokomotywa, jak również ciągnik
do holowania po drodze.
Cechy konstrukcyjne tych pojazdów umożliwiają:
– wjazd na tory na dowolnym przejeździe kolejowym,
– łatwe wstawianie pojazdu na tor,
– prosty zjazd z toru na drogę,
– eksploatację na torach o różnej szerokości (1524 i
1435 mm),
– łatwe przestawianie z toru normalnego na szeroki,
– dojazd drogami terenowymi do miejsca przeznaczenia.
2. Metodyka badawcza
Badania emisji składników szkodliwych w spalinach
prowadzono z wykorzystaniem ciągnika szynowodrogowego Crystal Orion C13. Widok ciągnika
wyposażonego w aparaturę pomiarową przedstawiono
na rys. 1. Parametry techniczne silnika przedstawiono
w tabeli 1.
Rys. 1. Badania ciągnika Crystal z zamontowanymi układami
pomiaru emisji spalin wykonane w IPS Tabor w Poznaniu
25
2.
3.
4.
5.
6.
7.
Wielkość
Typ/seria
pojazdu
Typ silnika
Ne
Układ cylindrów
nNe-max
Vss
ge
Jednostka
–
–
kW
obr/min
dm3
g/(kW·h)
Wartość
Ciągnik szynowo-kołowy
Orion Crystal 13
Martin Z.8701.12
98
4/R
2200
6,842
240
Do pomiarów związków toksycznych wykorzystano
mobilne analizatory spalin wykorzystywane do badań
drogowych [5, 6]:
− pomiar stężenia związków szkodliwych (CO, HC,
NOx, CO2) oraz masowe natężenie przepływu spalin – SEMTECH DS firmy SENSORS [8],
− pomiar liczby cząstek stałych – mobilny analizator
Particle Counter firmy AVL [9],
− pomiar wielkości i masy cząstek stałych – mobilny
analizator 3090 EEPS (Engine Exhaust Particle Sizer™ Spectrometer) firmy TSI Incorporated [10].
Charakterystykę emisji składników gazowych i emisji
cząstek stałych przeprowadzono przy uwzględnieniu
liczby cząstek stałych oraz ich rozkładu wymiarowego. Pomiary liczby cząstek stałych miały na celu określenie liczby cząstek emitowanych w danym punkcie
pracy silnika. Pomiarów dokonano bez obciążenia dla
zimnego i ciepłego rozruchu silnika oraz dla stałych
prędkości obrotowych silnika 600, 1000, 1500 oraz
2000 obr/min. W dalszej części artykułu przedstawiono wyniki badań emisji składników gazowych
i cząstek stałych w punktach odpowiadających testowi
ISO 8178 cykl F, który jest stosowany podczas badań
pojazdów szynowych. Określono rozkład wymiarowy
cząstek stałych dla powyższych punktów pracy silnika. Rezultaty przedstawiono w postaci charakterystyki
widmowej emisji rozkładu wymiarowego cząstek stałych oraz wielkości uśrednionych (w czasie pomiaru)
poszczególnych rozkładów wielkości cząstek: pola powierzchni oraz masy. Masę cząstek stałych obliczano,
przyjmując że gęstość cząstek stałych jest niezależna
od ich średnicy charakterystycznej (aerodynamicznej)
i wynosi 1 g/cm3.
3. Badania emisji spalin podczas rozruchu i biegu
luzem silnika ciągnika
Zimny rozruch silnika spalinowego o zapłonie samoczynnym jest główną przyczyną wysokiej emisji
składników toksycznych spalin (rys. 2). Emisja godzinowa tlenku węgla jest o 50% wyższa w przypadku
zimnego rozruchu silnika w stosunku do silnika nagrza
nego. Wyższa jest również emisja węglowodorów (o
30%). Emisja tlenków azotu wzrasta o 100%, co jest
26
160
147
CO [g/h]
140
129
HC [g/h]
120
117
NOx [g/h]
103
100
CO2 [kg/h]
80
60
51
56
49
34
40
20
26
17
12
5,2
4,3
3,2
3,7
11
3,8
6,4
3,4
8,2
7,2
12,6
14,3
16,4
0
zimny
ciepły
600 obr/min
1000 obr/min
Rozruch
1500 obr/min
2000 obr/min
Bieg luzem
Rys. 2. Emisja godzinowa składników gazowych i zużycie paliwa
podczas rozruchu i biegu luzem silnika ciągnika szynowodrogowego
W dalszej części przedstawiono wyniki z badań emisji
cząstek stałych podczas zimnego i ciepłego rozruchu
silnika. Wynika z niego, że emisja cząstek stałych
podczas zimnego rozruchu jest o 25% większa niż
przy rozruchu ciepłym (rys. 3). Wzrost wydatku spalin
przy wyższych prędkościach obrotowych powoduje,
że wraz z nim wzrasta emisja cząstek stałych. Liczba
cząstek stałych wzrasta szybciej niż emisja masowa
PM, co ma związek z większą liczbą małych cząstek
podczas większej prędkości obrotowej silnika.
6
6E+11
PM
5
4,9
PN
4,4
3,8
4
4E+11
3,1
3
3,0E+11
2,5
2,0
2
1,1E+11
3E+11
2E+11
1,0E+11
1
5E+11
4,7E+11
1,2E+11
1E+11
6,7E+10
0
Liczbna cząstek PN [cm-3]
Lp.
1.
Emisja godzinowa [g/h]
Tabela 1
związane z większą dawką rozruchową. Zużycie
paliwa, które jest odpowiednikiem emisji dwutlenku
węgla w czasie zimnego rozruchu wzrasta o 40%.
Podczas zwiększania prędkości obrotowej silnika (bez
obciążenia) wzrasta emisja wszystkich składników
szkodliwych.
Całkiem nowym zagadnieniem dotychczas niepublikowanym w Polsce jest emisja cząstek stałych w
rzeczywistych warunkach ich ruchu pojazdów szynowych.
Emisja godzinowa PM [g/h]
Parametry techniczne silnika spalinowego
ciągnika szynowo-drogowego [4]
0E+00
zimny
ciepły
Rozruch
600 obr/min
1000 obr/min 1500 obr/min 2000 obr/min
Bieg luzem
Rys. 3. Średnie wartości masy i liczby cząstek stałych
emitowanych podczas rozruchu i biegu luzem silnika
Biorąc pod uwagę rozkłady cząstek stałych, należy
zauważyć, że zmiana warunków pracy silnika (od
rozruchu poprzez wzrost prędkości obrotowych) nie
prowadzi do zmiany rozkładu wymiarowego cząstek
stałych (rys. 4). Największa liczbą cząstek stałych
przy
pada na zakres około 10 nm i wynosi około 30 000
cm–3. Wpływ zmiany prędkości obrotowej jest zauważalny dopiero przy n = 1000 obr/min: znaczenia zaczyna nabierać liczba cząstek o średnicy 50–100 nm.
Wpływ warunków pracy silnika na rozkład poPOJAZDY SZYNOWE NR 2/2011
wierzchniowy cząstek stałych jest klasyczny, czyli ze
wzrostem średnicy cząstek wzrasta ich powierzchnia
osiągając maksimum dla cząstek powyżej 500 nm.
Jednakże należy zauważyć, że ze wzrostem obciążenia
zaczyna wzrastać powierzchnia cząstek o średnicach
około 100 nm. Tak wyraźnej zależności nie
odnotowano dla liczby cząstek w tym przedziale
wymiarowym. Nie odnotowano różnic między
rozkładem powierzchniowym PM podczas rozruchu i
ustalonego biegu jałowego (n = 600 obr/min). W
pozostałych przypadkach wzrost prędkości obrotowej i
obciążenia powoduje wzrost powierzchni cząstek
stałych o około 100% przy ustalonej średnicy w
zakresie 100 nm. Przy większych średnicach cząstek
stałych zmiany nie występują. Znacznie mniejsze
zmiany występują w rozkładach objętościowych i
masowych PM w różnych warunkach pracy silnika.
Zauważalne zmiany (rzędu kilku procent) dotyczą
jedynie średnic cząstek stałych o wartościach 100 nm.
W pozostałych przedziałach nie odnotowano zmian
rozkładów przy zmiennych warunkach pracy silnika
ciągnika szynowo-drogowego.
40000
-3
dN/dlog(Dp) [cm ]
Rozkład liczby PM
30000
20000
10000
0
Rozkład powierzchni PM
1,6E+08
2
3
dS/dlog(Dp) [nm /cm ]
2,0E+08
1,2E+08
Uwzględniając powyższe wyniki badań w zakresie
emisji składników szkodliwych spalin wyznaczono
wskaźniki ekologiczne ciągnika szynowo-drogowego.
Wykorzystano do tego celu badania podczas prób
torowych, określając wartości emisji spalin w punktach testu ISO 8178-F. Pomimo, że silnik nie ma zastosowania jako źródło napędu typowych pojazdów
szynowych badania właśnie według tego testu, a wartości emisji odniesiono do limitów UIC 624. Dane
techniczne badanego silnika zawierają informacje o
spełnieniu przez niego normy Euro IIIA oraz Tier 3
[3]. Ze względu na spełnianie normy Euro IIIA jej
limity również zamieszczono na wykresie (rys. 5).
Należy jednak zauważyć, że limit ten dotyczy badań
wykonanych w teście ISO 8178-C1. Cykl C1 dotyczy
testu 8-fazowego, a nie jak wspomniano wyżej cyklu F
(test 3-fazowy). Z tego względu na wykresie przekroczone są limity tej normy (pomimo spełnienia jej
przez silnik). Zamieszczenie tych limitów jest o tyle
ważne, że silnik posiada niewielką wartość emisji
składników szkodliwych i obecne normy UIC spełniane są dla wszystkich składników toksycznych w teście ISO 8178-F. Przeprowadzone badania wskazują na
możliwości znacznych oszczędności w zużyciu paliwa
podczas pracy manewrowej tego typu pojazdów w
porównaniu do spalinowych lokomotyw manewrowych. Zużycie paliwa na biegu jałowym wynosi 4,1
dm3/100 km (przeliczeniowe), przy 50-procentowym
obciążeniu wartość ta wynosi 15,3 dm3/100 km oraz
31,2 dm3/100 km przy pełnym obciążeniu.
18
4,0E+07
15
Emisja CO, HC, NOx [g/kW·h]
8,0E+07
0,0E+00
1,6E+10
Rozkład objętości PM
3
dV/dlog(Dp) [nm /cm ]
4. Badania emisji spalin zgodnie z testem ISO 8178F
CO
HC
12,0
12
NOx
HC+NOx
9
5,2
6
3
3
1,2E+10
16,0
Ciagnik
szynowo-drogowy
4,0
1,1
0,3
4
3,5
3,0
1,6
0,8
0
8,0E+09
Ciagnik szynowo-drogowy
Crystal 13
4,0E+09
ORE B13 od 1991
UIC 624
Euro IIIA
Rys. 5. Wartości emisji składników toksycznych ciągnika
szynowo-drogowego na tle norm emisji spalin
0,0E+00
1
10
100
1000
Dp [nm]
Rozkład masy PM
Rozruch zimny
Rozruch ciepły
3
dM/dlog(Dp) [mg/cm ]
16
12
Bieg jałowy
1000 obr/min
1500 obr/min
2000 obr/min
8
Obciążenie 0%
Obciążenie 50%
4
Obciążenie 100%
0
1
10
100
1000
Dp [nm]
Rys. 4. Rozkłady wielkości cząstek stałych: liczbowy,
powierzchniowy, objętościowy oraz masowy
Wyznaczone wartości emisji spalin pozwoliły na
oszacowanie możliwości zastąpienia spalinowych
lokomotyw manewrowych ciągnikami szynowodrogowymi. Poniższa analiza przedstawia możliwość
zastąpienia lokomotyw manewrowych na przykładzie
lokomotywy SM42 specjalnymi pojazdami szynowymi (w tym przypadku ciągnikiem szynowodrogowym). Zalety specjalnych pojazdów szynowodrogowych w porównaniu z lokomotywami manewrowymi to:
27
− trzykrotnie niższa cena zakupu ciągnika szynowodrogowego w stosunku do ceny najtańszej lokomotywy manewrowej,
− sześciokrotnie niższe koszty eksploatacji ciągnika,
− trzykrotnie wyższe właściwości trakcyjne,
− możliwość prowadzenia pojazdów bez uprawnień
kolejowych na bocznicach własnych,
− możliwość zmechanizowania prac porządkowych
infrastruktury kolejowej lub tramwajowej,
− możliwość adaptacji używanych pojazdów drogowych na pojazdy szynowo-drogowe.
Ciągnik szynowo-drogowy Orion C13 produkowany
przez spółkę Crystal Traktor z Sieradza, spełnia następujące wymagania [1]:
− dopuszczalna ilość wagonów holowanych z przodu
na torze poziomym: 6 (z hamulcami pneumatycznymi) oraz 3 (bez hamulców),
− dopuszczalna ilość wagonów holowanych z tyłu na
torze poziomym: 9–10 (z hamulcami pneumatycznymi) oraz 4–5 (bez hamulców),
− dopuszczalna prędkość jazdy po torze prostym z
wagonami: 10 km/h (z hamulcami pneumatycznymi) oraz 5 km/h (bez hamulców),
− dopuszczalna prędkość jazdy po łukach i rozjazdach: 5 km/h,
− maksymalna prędkość na torze: 20 km/h.
Wartości emisji składników szkodliwych wraz z emisją cząstek stałych ciągnika szynowo-drogowego zestawiono z badaniami lokomotywy manewrowej
SM42 [2, 7] (rys. 6). Symulacje przeprowadzono przy
założeniu, że ciągnik szynowo-drogowy ma pięciokrotnie zwiększone czasy przetoków (zmniejszenie
dopuszczalnej liczby ciągniętych wagonów wymusza
pięciokrotny wzrost czasu pracy ciągnika).
3,5
Emisja CO, HC, NOx, PM [kg/h]
SM42-ON
3,0
Orion C13
Praca manewrowa
3,12
5-krotny wzrost czasów pracy
ciagnika szynowego
2,5
1,5
-70%
-82%
-92%
2,0
-95%
1,36
1,0
0,75
0,57
0,5
0,11
0,07
0,03
0,02
0,0
CO
HC
NOx
PM
Rys. 6. Zestawienie emisyjności lokomotywy SM42 i ciągnika
szynowo-drogowego w warunkach pracy manewrowej
Literatura
Analiza pracy lokomotywy i ciągnika szynowodrogowego wykazuje znaczne oszczędności emisji
spalin do atmosfery wszystkich składników szkodliwych. Minimalne zmniejszenie emisji składników
szkodliwych to wartość około 70% (dotyczy cząstek
stałych; pozostałe składniki szkodliwe ograniczane są
w większym stopniu). Oznacza to, że pomimo
wydłużenia czasu pracy ciągnika szynowego możliwe
jest zaoszczędzenie podczas 2 godzin pracy
lokomotyw SM42: ponad 2 kg CO, 1,5 kg
węglowodorów oraz 5 kg tlenków azotu oraz 100 g
cząstek stałych. Dla porównania emisja godzinowa
cząstek stałych z pojazdu samochodowego (w teście
jezdnym) wynosi około 2 g/h.
Największe zyski ekologiczne dotyczą emisji węglowodorów – 25-krotne zmiany na korzyść pojazdów
specjalnych (ciągnika szynowego). Emisja tlenku węgla może zostać ograniczona 12-krotnie. Na uwagę
zasługuje fakt ponad 3-krotnego obniżenia emisji cząstek stałych. Zmiany te uwzględniają wydłużony czas
pracy specjalnego pojazdu szynowego (5-krotny
wzrost czasu powoduje przedstawione korzyści –
skrócenie tego czasu będzie skutkowało wzrostem
stopnia ekologiczności tych zmian, który będzie rozumiany jako krotność zysku ekologicznego).
5. Wnioski
1. Zmiana prędkości obrotowej silnika na biegu luzem
(bez obciążenia) znacząco wpływa na zmianę stężenia składników gazowych spalin. Emisja cząstek
stałych wzrasta o 25% podczas zimnego rozruchu
(w porównaniu do rozruchu ciepłego silnika).
2. Analiza liczby cząstek stałych w zakresie zmian
prędkości obrotowej silnika na biegu luzem silnika
wskazuje na występowanie maksymalnej liczby
cząstek o wymiarach około 10 nm dla każdej badanej prędkości obrotowej.
3. Charakterystyki rozkładu wymiarowego liczby
cząstek stałych wykazują istnienie maksimum liczby cząstek o średnicy w zakresie 100 nm, jednak
maksymalne wartości powierzchni, objętości i masy dotyczą cząstek stałych o średnicy ponad 500
nm.
4. Zastąpienie spalinowych lokomotyw manewrowych
ciągnikami szynowo-drogowymi pozwoliłoby na 3krotne obniżenie emisji PM, 12-krotne zmniejszenie emisji HC oraz 25-krotne obniżenie emisji tlenku węgla.
[1] B r o d o w s k i Z., Traktorem po torach, Czasopismo Projektowanie i Konstrukcje Inżynierskie, Wydawnictwo ITER, 7/8(10/11), 2008.
[2] M a r c i n i a k Z., P i e l e c h a I., Próby i badania silników spalinowych lokomotyw
i lekkich pojazdów szynowych w aspekcie poprawy ich parametrów eksploatacyjnych, XVIII Konferencja Naukowa „Pojazdy Szynowe”, Katowice-Ustroń 2008.
[3] Materiały firmowe AGCO SISU Power, 3rd Generation Series 4-Cylinder Diesel Engine, agcosisupowercom-bin.directo.fi.
[4] Materiały firmy Crystal Traktor sp. z o.o., www.traktor.pl.
28
[5]
[6]
[7]
[8]
[9]
[10]
M e r k i s z J., P i e l e c h a J., G i s W., Gaseous and Particle Emissions Results
from Light Duty Vehicle with Diesel Particle Filter, SAE Technical Paper 2009-01-2630.
M e r k i s z J., P i e l e c h a J., Analysis of Particle Concentrations and Smoke
in Common-Rail Diesel Engine, SAE Technical Paper 2008-01-1743.
P i e l e c h a I., C z e r w i ń s k i J., Sprawozdanie z badania emisji składników toksycznych spalin silnika lokomotywy spalinowej SM42 nr 2508, Opracowanie
SB-2277, Praca IPS „Tabor”, Poznań 2006.
S h a h i n i a n V.D., SENSORS tech-ct Update Application Software for SEMTECH Mobile Emission
Analyzers, Sensors 4th Annual SUN (SEMTECH User Network) Conference, Anna Arbor 2007.
www.avl.com: AVL Particle Counter.
www.tsi.com: TSI Incorporated, Engine Exhaust Particle Sizer – 3090.
29
dr inż. Grażyna Barna
mgr inż. Maksymilian Cierniewski
dr inż. Marian Kaluba
Układ przeciwpoślizgowy przy hamowaniu dla
szynowych pojazdów trakcyjnych
W artykule przedstawiono budowę i zasadę działania układu przeciwpoślizgowego
wykorzystującego sterownik 88ZE-01 opracowany w Instytucie Pojazdów Szynowych „TABOR”. Przedstawiono budowę sterownika oraz jego opis funkcjonalny.
Zaprezentowano wyniki działania sterownika. Przedstawiono propozycję dalszych
prac nad układem przeciwpoślizgowym. Artykuł powstał w ramach projektu celowego „Mikroprocesorowy system przeciwpoślizgowy dla trakcyjnych pojazdów
szynowych spełniający wymagania unijnych Technicznych Specyfikacji Interoperacyjności” N R10 0046 06/2009 finansowanego przez Ministerstwo Nauki i Szkolnictwa Wyższego
1. Wstęp
Nadmierny poślizg zestawów kołowych pojazdu
szynowego podczas hamowania jest zjawiskiem wysoce niekorzystnym. Na skutek takiego poślizgu dochodzi do uszkodzeń powierzchni tocznej zestawów
kołowych (pęknięcia termiczne i wykruszenia na powierzchni tocznej koła). W przypadku, gdy nie zostaną
przeprowadzone działania zaradcze, może nastąpić
nawet zablokowanie zestawów kołowych. Blokada kół
oprócz powstania płaskich miejsc na powierzchni koła
powoduje również zmniejszenie momentu hamującego
pojazd. Dlatego koniecznym jest wyposażanie nowych
pojazdów trakcyjnych o wysokiej skuteczności hamowania w układy, mające za zadanie wykrywanie i likwidację poślizgu zestawów kołowych [1, 2, 5].
Tematem niniejszego artykułu jest układ realizujący funkcję autonomicznego wykrywania i likwidacji
poślizgu przy hamowaniu pojazdu trakcyjnego. Układ
ten, oparty na opracowanym w IPS Tabor sterowniku
przeciwpoślizgowym 88ZE-01, został zainstalowany i
przetestowany na lokomotywie 6Dk.
2. Budowa i zasada działania układu przeciwpoślizgowego
Spalinowa lokomotywa manewrowa typu 6Dk, na
której został zabudowany sterownik przeciwpoślizgowy 88ZE-01 posiada dwa wózki dwuosiowe. Każdy z
wózków lokomotywy wyposażony jest w cztery cylindry hamulcowe. Para cylindrów oddziałuje na klocki
hamulcowe jednego zestawu kołowego pojazdu. Pomiar prędkości odbywa się przy pomocy aktywnych
czujników reluktancyjnych, zabudowanych na każdym
zestawie kołowym. Sygnały z czujników prędkości
podawane są na wejścia pomiarowe sterownika 88ZE01. Na podstawie otrzymanych sygnałów określane są
30
prędkości obrotowe i poślizgi względne poszczególnych zestawów kołowych pojazdu trakcyjnego. Lokomotywa jest wyposażona w cztery zawory przeciwpoślizgowe. Każdy zawór przeciwpoślizgowy steruje
parą cylindrów hamulcowych, odpowiedzialnych za
hamowanie jednej osi. Sterowanie zaworami odbywa
się po wykryciu poślizgu wg algorytmu zrealizowanego z wykorzystaniem logiki rozmytej za pomocą
dwóch sygnałów: ZO – odcięcie zasilania powietrzem
cylindrów hamulcowych oraz ZL – odpowietrzenie
cylindrów hamulcowych do atmosfery. Dzięki odpowiedniej kombinacji tych sygnałów możliwe jest
opróżnianie cylindrów hamulcowych, popełnianie
cylindrów i utrzymanie ciśnienia cylindrowego na
dowolnym poziomie w procesie opróżniania i popełniania cylindra. Schemat układu przeciwpoślizgowego
lokomotywy 6Dk przedstawiono na rys. 1.
Sterownik przeciwpoślizgowy 88ZE-01 otrzymuje
po sieci CAN pojazdu informacje o stanie pojazdu
(jazda, hamowanie, wybieg), co w połączeniu z sygnałami z czujników prędkości, umożliwia wykrycie poślizgów występujących w trakcie hamowania lub rozruchu pojazdu. W przypadku wykrycia poślizgu przy
hamowaniu, sterownik tak steruje zaworami przeciwpoślizgowymi, aby uzyskać maksymalne wykorzystanie przyczepności pomiędzy kołem a szyną. Poślizg
podczas rozruchu likwidowany jest wg innego algorytmu: najpierw poprzez selektywne podhamowanie
przeciwpoślizgowe i piaskowanie a w razie nie zlikwidowania poślizgu w określonym czasie dodatkowo
poprzez zmniejszenie momentu rozruchowego pojazdu realizowane poprzez sterownik główny pojazdu po
przesłaniu tej informacji do niego po sieci CAN.
ZPP1
Cylindry
hamulcowe
Sieć CAN pojazdu
z zaworu rozrządczego
CP1
Z1O
Z1L
Klocki
hamulcowe
Zasilanie 24VDC
V1
Przetwornica
24VDC/24VDC
V2
Klocki
hamulcowe
Cylindry
hamulcowe
Sterown
88ZE-
Z2L
Z2O
CP2
diagnostyka RS232
V3
V4
Klocki
hamulcowe
Cylindry
hamulcowe
komunikacja RS232
wyjścia pomocnicze
wyjścia cyfrowe
Zawory
elektropneumatyczne
Komputer
serwisowy
Rys. 2. Podłączenie sterownika układu przeciwpoślizgowego
Z3O
Z3L
Klocki
hamulcowe
Wejścia licznikowe
Sygnały pomocnicze
Sterownik
88ZE-01
ZPP3
CP3
Konwerter
RS232/CAN
Mikroprocesorowy sterownik układu przeciwpoślizgowego
ZPP2
Cylindry
hamulcowe
Czujniki
prędkości
obrotowej
Z4L
Z4O
CP4
CAN
PJ
prostokątnej, co umożliwia podanie sygnału bezpośrednio do wejść cyfrowych, bez konieczności stosowania układów formujących impulsy wejściowe.
Napięcie zasilające czujniki jest uzyskiwane z wewnętrznej przetwornicy sterownika. Obwód zasilania
czujników jest zabezpieczony przed zwarciem i przeciążeniem.
3.3. Sygnały sterujące zaworami
ZPP4
Rys. 1. Schemat blokowy układu przeciwpoślizgowego
3. Budowa sterownika 88ZE-01
3.1. Wstęp
Sterownik mikroprocesorowy jest konstrukcją
opracowaną w IPS „Tabor”. Oparty jest na systemie
sterowania rozproszonego, wykonanego na procesorach z rdzeniem ARM, komunikujących się między
sobą z użyciem wewnętrznej magistrali. Takie rozwiązanie umożliwiło przeniesienie części algorytmu sterującego do bloków wejścia/wyjścia, odciążając główny
procesor. Jednocześnie możliwa jest realizacja kontroli nad wykonaniem algorytmu. W przypadku
„zawieszenia się” głównego procesora, procesor
pomocniczy generuje sprzętowy sygnał, wymuszający
restart głównego procesora. Podłączenie sterownika na
pojeździe trakcyjnym zostało przedstawione na rys. 2.
3.2. Sygnały z czujników prędkości
Sterownik jest przystosowany do współpracy z reluktancyjnymi czujnikami prędkości. Czujniki te powinny być aktywne, o wyjściu napięciowym i znamionowym napięciu zasilania 24V. Czujniki takie
charakteryzują się sygnałem wyjściowym o obwiedni
Sterownik wyposażony jest w łączniki elektroniczne, umożliwiające bezpośrednie sterowanie cewkami
elektrozaworów przeciwpoślizgowych napięciem 24
V, uzyskiwanym z wewnętrznej przetwornicy.
Łączniki posiadają zabezpieczenie przed zwarciem
i przeciążeniem oraz detekcję możliwych stanów awaryjnych w obwodzie cewek zaworów przeciwpoślizgowych (przeciążenie, zwarcie, przerwa).
3.4. Współpraca z siecią CAN pojazdu
Sterownik 88ZE-01 kontaktuje się po magistrali
CAN ze sterownikiem pojazdu przy pomocy konwertera RS232/CAN. Po magistrali CAN przekazywane
są sygnały umożliwiające poprawną pracę sterownika,
takie jak informacja o wartości prądu trakcyjnego
(jazda) i informacja o ciśnieniu w cylindrach hamulcowych (hamowanie). Sterownik generuje szczegółowe dane o wystąpieniu poślizgu i ewentualnych awariach. Przesyłane są również dane przydatne przy diagnostyce układu przeciwpoślizgowego.
4. Opis funkcjonalny sterownika 88ZE-01
Mikroprocesorowy układ przeciwpoślizgowy typu
88ZE-01 dokonuje pomiaru chwilowej prędkości
obrotowej każdego zestawu kołowego lokomotywy.
Na podstawie pomiarów, informacji o stanie pojazdu i
31
wykryciu ewentualnego poślizgu poszczególnych zestawów kołowych działanie układu likwiduje poślizg.
W trakcie hamowania pojazdu poślizg likwidowany
jest autonomicznie, z wykorzystaniem zaworów przeciwpoślizgowych, zasilanych bezpośrednio ze sterownika. Wykrywanie i likwidacja poślizgu przy hamowaniu odbywa się w oparciu o kilkanaście kryteriów
prędkościowych i przyspieszeniowych, właściwych
dla skuteczności układu hamulcowego danego typu
pojazdu [1, 3].
Do likwidacji poślizgów w trakcie jazdy dodatkowo wymagana jest współpraca ze sterownikiem pojazdu i tablicą pneumatyczną. Układ przeciwpoślizgowy
podczas likwidacji poślizgu przy rozruchu selektywne
oddziałuje na cylindry hamulcowe zestawów kołowych będących w poślizgu, napełniając je do ciśnienia
podhamowania.
Algorytmy zastosowane w sterowniku bazują na
wieloletnich doświadczeniach zdobytych podczas badań, przeprowadzonych przez IPS „Tabor” na wielu
pojazdach trakcyjnych [3, 4].
W ramach realizacji algorytmu układu przeciwpoślizgowego sterownik 88ZE-01 realizuje następujące
funkcje [3, 4]:
– pomiar prędkości obrotowych poszczególnych osi
pojazdu,
– wyłączenie niesprawnych czujników prędkości,
– korekcja średnic kół pojazdu,
– wyznaczanie prędkości i przyspieszeń obwodowych kół,
– wyznaczanie prędkości referencyjnej pojazdu,
– wykrywanie i likwidacja poślizgu przy hamowaniu,
– wykrywanie poślizgu podczas rozruchu,
– selektywne podhamowanie zestawów kołowych,
– piaskowanie szyn podczas poślizgu w trakcie
hamowania lub rozruchu pojazdu,
– likwidacja poślizgu podczas rozruchu we współpracy z innymi układami pojazdu.
Dodatkowo istnieje możliwość wywołania przez
obsługę, przy pomocy przycisków, wewnętrznych
procedur testujących, umożliwiających sprawdzenie
prawidłowości podłączenia i działania czujników
prędkości i zaworów przeciwpoślizgowych. Kod błędu
odczytywany jest z wyświetlacza, umieszczonego na
sterowniku 88ZE-01.
Niezależnie od tego, powyższa kontrola odbywa się
również w sposób automatyczny w czasie rzeczywistym. Każdy wykryty błąd jest przesyłany poprzez
sieć CAN do sterownika głównego pojazdu, w celach
diagnostycznych. Algorytm reaguje na niektóre istotne
uszkodzenia układu przeciwpoślizgowego, wyłączając
poszczególne osie pojazdu z ochrony przeciwpoślizgowej.
32
5. Badania sterownika
Testy układu przeciwpoślizgowego wykonane zostały na lokomotywie 6Dk. W ramach testów dokonano m.in. prób poślizgu przy hamowaniu na torze pokrytym substancją zmniejszającą przyczepność pomiędzy kołem a szyną. Wyniki badań zostały zarejestrowane przy pomocy aplikacji diagnostycznej, opracowanej w IPS „Tabor” [6]. Na rys. 3 do 5 przedstawiono wykresy, obrazujące wielkości charakterystyczne podczas hamowania pojazdu: prędkości obwodowe zestawów kołowych, przyspieszenia obwodowe kół zestawów kołowych, a także stan zaworów
przeciwpoślizgowych.
Rys. 3. Przykładowe działanie układu przeciwpoślizgowego
przy hamowaniu
Rys. 4. Przykładowe działanie układu przeciwpoślizgowego przy
hamowaniu
6. Wnioski
Rys. 5. Przykładowe działanie układu przeciwpoślizgowego przy
hamowaniu
Stan zaworów przeciwpoślizgowych jest definiowany w następujący sposób:
+3 – napełnianie cylindra hamulcowego (stan spoczynkowy zaworu),
–3 – odpowietrzanie cylindra hamulcowego.
Stany pośrednie odpowiadają odpowiednim możliwym do zrealizowania przez zawory upustowe gradientom upuszczania lub napełniania cylindrów hamulcowych.
Na wykresach zauważyć można bardzo szybką reakcję układu przeciwpoślizgowego na występujące
znaczne poślizgi poszczególnych zestawów kołowych.
Układ nie dopuszcza do zablokowania kół nawet dla
małych prędkości jazdy, utrzymując jednocześnie stałe
opóźnienie niewiele różniące się od zadanego, co zapewnia dużą skuteczność hamowania pojazdu nawet w
pogorszonych warunkach przyczepności kół. Właściwe działanie układu przeciwpoślizgowego w całym
zakresie prędkości zapewnione jest z jednej strony
przez właściwy algorytm sterowania zaworami przeciwpoślizgowymi oparty na logice rozmytej, a z drugiej strony przez właściwe zestrojenie kryteriów układu i parametrów zaworów upustowych z parametrami
pojazdu oraz jego układu hamulcowego [1, 3].
Dalsze prace nad układem przeciwpoślizgowym
będą miały za cel jego dalszą optymalizację, tak, aby z
jednej strony nie dopuszczał do nadmiernego poślizgu,
a z drugiej strony zapewnił maksymalną wartość siły
trakcyjnej oraz hamowania.
Literatura
[1] B a r n a G., Układ sterowania rozmytego do likwidacji poślizgu przy hamowaniu, Pojazdy Szynowe nr
3/2002.
[2] B a r n a G., K a l u b a M., Matematyczny model pojazdu szynowego i jego zastosowanie do symulacji
działania układu przeciwpoślizgowego, Pojazdy Szynowe nr 1/2003.
[3] B a r n a G., S t y p k a M., Mikroprocesorowy układ wykrywania i likwidacji poślizgu przy hamowaniu, X
Jubileuszowa Ogólnopolska Konferencja Naukowa Trakcji Elektrycznej SEMTRAK 2002, Zakopane 2002.
[4] B a r n a G., S t y p k a M., Układ wykrywania i likwidacji poślizgu dla zmodernizowanej lokomotywy spalinowej ST44, Materiały Konferencyjne XVII Konferencja Naukowa ,,Pojazdy Szynowe 2006”, Kazimierz
Dolny 2006
[5] B o i t e u x M., Le problème de l’adhérence en freinage, Revue Générale des Chemins de Fer, nr 105, 1986.
[6] H a b a M., Programy wspomagające uruchamianie mikroprocesorowych systemów sterowania w pojazdach szynowych, Pojazdy Szynowe, 2/2007.
33
mgr inż. Andrzej Chojnacki
mgr inż. Sławomir Walczak
Instytut Kolejnictwa
Badania bezpieczeństwa jazdy po wichrowatym torze.
Porównanie wymagań wg ORE, PN-EN i TSI.
W artykule, zaprezentowano sposoby oceny bezpieczeństwa jazdy po wichrowatym
torze. Przybliżono metody badań jakie obowiązują wg PN-EN i ORE, ze szczególnym
uwzględnieniem różnic występujących pomiędzy dokumentami w tych metodach.
Odniesiono się również do wymagań zawartych w przepisach TSI dla wagonów
towarowych, pojazdów konwencjonalnych i taboru dużych szybkości
1. Wstęp
Podczas eksploatacji pojazdów szynowych zauważono, że znaczna część wykolejeń następuje w
czasie przejazdu przez łuki z przechyłką oraz rozjazdy. Do oceny zjawiska wprowadzono pojęcie bezpieczeństwa jazdy po wichrowatym (zwichrowanym)
torze.
Jako miarę sytuacji wykolejenia spowodowaną
wspinaniem się obrzeża koła na szynę przyjęto maksymalny iloraz siły poprzecznej do siły pionowej wg
kryterium Nadala [1]
(Y / Q) lim
(1)
2. Podobieństwa i różnice w badaniu bezpieczeństwa jazdy po wichrowatym torze zawarte w normie PN-EN 14363 i ORE B55 RP 8
Norma PN-EN 14363 [1] obowiązuje dla wszystkich pojazdów szynowych. Uwzględnia ona również
przypadki badania pojazdów wyposażonych w usprężynowanie pneumatyczne, jak i podaje metody badania pojazdów przegubowych ze wspólnym wózkiem
umieszczonym pomiędzy członami. Odnosi się także
do badania pojazdów wyposażonych w więcej niż
dwa stopnie usprężynowania.
Raport ORE B55 RP8 [2] formalnie dotyczy tylko
badania wagonów towarowych.
2.1. Metody badań podane w normie i raporcie
W normie PN-EN 14363 [1] podano 3 metody badań bezpieczeństwa jazdy po wichrowatym torze, tj.:
• metoda 1 – badanie na zwichrowanym torze,
• metoda 2 – badanie na specjalnym stanowisku
do badania wichrowania i torze badawczym bez przechyłki,
do badania wichrowania i stanowisku do pomiaru skrętu.
34
W Raporcie ORE B55 RP 8 [2] podano 2 metody
badań, tj.:
• metoda 1 – badanie na zwichrowanym torze,
do badania wichrowania i torze badawczym bez przechyłki.
Już na pierwszy rzut oka można zauważyć, że
norma [1] dopuszcza więcej metod badania bezpieczeństwa jazdy po wichrowatym torze niż raport [2].
2.2. Podobieństwa i różnice badań pojazdów występujące w metodzie 1 - badanie na zwichrowanym
torze badawczym
Zgodnie z metodą 1, opisaną w PN-EN 14363 [1],
ocenę bezpieczeństwa jazdy przeciw wykolejeniu
należy przeprowadzić dokonując pomiarów pionowej
i poprzecznej siły podczas przejazdu przez zwichrowany tor.
2.2.1. Tor badawczy
Zgodnie z normą PN-EN 14363 [1] oraz raportem
ORE B55 RP 8 [2] podczas przejazdu przez tor badawczy z wichrowatością należy przeprowadzić
pomiary następujących wielkości:
• sił prowadzących na wewnętrznym i zewnętrznym
kole badanego zestawu kołowego Yi i Ya;
• sił pionowego nacisku na wewnętrznym i zewnętrznym kole badanego zestawu kołowego Qi,
Qa,
• uniesienia koła prowadzącego ∆z badanego zestawu w całym łuku.
Dodatkowo norma [1] zaleca wykonanie pomiarów kąta nabiegania zestawu prowadzącego α, który
jest niezbędny do określenia warunków tarcia (w
trakcie badań współczynnik tarcia musi być co najmniej 80% wartości oczekiwanej dla suchej szyny).
Raport ORE B55 RP 8 [2] stawia również wymagania przeprowadzenia testów w warunkach o dużym
współczynniku tarcia. Zaleca on przed przeprowaPOJAZDY SZYNOWE NR 2/2011
dzeniem badań specjalnie przygotować tor, tzn. na
początku przemyć go środkiem chemicznym (rozpuszczalnikiem), a następnie posypać piaskiem i go
zmieść z toru.
Dokumenty [1] i [2] podają, że wichrowatość toru
należy realizować poprzez zmianę wysokości położenia szyny zewnętrznej.
Parametry toru badawczego, wymienione w [1] i
[2], są takie same tj.:
- promień łuku R = 150 [m],
- odcinek zwichrowanego toru ze stałym promieniem
łuku i wichrowatością g = 3 [‰].
Raport ORE [2] nie precyzuje lokalizacji miejsc
pomiarowych, natomiast norma [1] zezwala, aby
urządzenia rejestrujące siły kontaktu zostały umieszczone na szynie lub na pojeździe. Lokalizacja urządzeń do pomiaru sił, w przypadku gdy pomiar sił
realizowany jest za pomocą urządzeń umieszczonych
w torze, musi spełniać, zgodnie z normą [1], warunki
przedstawiono na Rys. 1.
<3[m]
Strefa 1
>3 [m]
Strefa 2
Kierunek jazdy
<1,5[m]
<2a*
>(2a++2a*+1,5)
g = 3[‰]
Strefa 3
<3[m]
Rys. 1. Schemat rozmieszczenia punktów pomiarowych na torze
badawczym z przechyłką
2.2.2. Przygotowanie pojazdu do badań
Zgodnie z normą PN-EN 14363 [1] oraz raportem
ORE B55 RP 8 [2] badanie powinno być tak zaplanowane, aby koło prowadzące na zewnętrznej szynie
łuku było kołem o najmniejszej sile pionowego nacisku.
Graniczne wichrowatości pojazdu o bazie 4,5 [m]
? 2a* < 20,0 [m] podane w normie [1] i raporcie [2]
są takie same, natomiast norma [1] dodatkowo podaje
zależności dla pojazdów o większej bazie 2a* ? 20
[m].
Jeżeli badana wichrowatość pojazdu jest większa
niż 3 [‰] to, zgodnie z [1] i [2], należy w odpowiedni sposób wprowadzić dodatkową wichrowatość w
obrębie pojazdu. Dokonuje się tego poprzez dodatkowe pionowe uniesienie pojazdu np. przez umieszczenie podkładek pod sprężynami I-go i II-go stopnia
usprężynowania. Raport [2] nie podaje metody wyliczenia podkładek i sposobu ich rozmieszczenia, natomiast w normie [1] podano wzory służące do wyznaczenia dodatkowego pionowego uniesienia i grubości podkładek. Na Rys. 2. przedstawiono schemat
umieszczenia podkładek na pojeździe w celu zwiększenia jego wichrowatość.
Podkładki dla zwichrowania wózka
Podkładki dla zwichrowania nadwozia
Rys. 2. Schemat usytuowania podkładek zwiększających
wichrowatość w pojeździe
W przypadku, gdy koło prowadzące nie jest kołem o najmniejszej sile pionowego nacisku, należy
umieścić podkładki pod sprężynami doprowadzając
do sytuacji, gdzie koło prowadzące będzie wykazywało najmniejszą siłę pionowego nacisku.
Zgodnie z [1] i [2] prędkość przejazdu przez łuk
powinna być stała i nie powinna przekraczać V < 10
km/h. W trakcie badań należy wykonać minimum 3
przejazdy, podczas których uniesienie koła zewnętrznego zestawu prowadzącego ∆z powinno być rejestrowane w sposób ciągły.
Norma [1] precyzuje jak należy prowadzić rejestrację pomiarów, tzn. podaje, że dla każdej sekcji
pomiarowej powinno się zarejestrować wartość
(Y/Q)a, (Y/Q)i i α na zestawie prowadzącym.
2.2.3. Wielkości oceniane
Zgodnie z [1] i [2] pojazd jest uważany za bezpieczny jeżeli podczas przejazdu po wichrowatym
torze, jest spełniony warunek (1) w każdym badaniu.
W przypadku gdy wartość (Y/Q)lim > 1,2 można
dokonać ponownego sprawdzenia zachowania się
pojazdu poprzez sprawdzenie czy warunek (2) jest
zachowany:
∆z max ≤ ∆z lim = 5 [mm]
(2)
Raport ORE B55 RP 8 [2] uważa pojazd za bezpieczny podczas przejazdu przez wichrowaty tor po
spełnieniu (2). Natomiast zgodnie z normą PN-EN
14363 [1] dodatkowo pojazd musi spełniać następujące warunki:
• kąt obrzeża nie przekracza 70° w żadnym położeniu na profilu koła (profil koła powinien być zarejestrowany i dodany do sprawozdania z badań),
• powinno być udokumentowane, że obrzeże zewnętrznej szyny jest suche i żadne pozostałości
smaru nie są tam obecne.
2.3. Podobieństwa i różnice badań pojazdów występujące w metodzie 2 - badanie na stanowisku do wichrowania i torze badawczym bez wichrowatości.W
tej metodzie obliczenie współczynnika (Y/Q)a opiera
się na pomiarze spadku siły pionowego nacisku koła
Qa na stanowisku badawczym posiadającym możliwość symulacji zwichrowanego toru oraz pomiarze
siły prowadzącej Ya na odpowiednim torze badawczym.
35
2.3.2. Wyznaczenie sił prowadzących Y
Metody badania bezpieczeństwa jazdy po wichrowatym torze przedstawione w raporcie ORE B55
RP 8 [2] dotyczą badania wagonów towarowych,
które są przeważnie wyposażone w zunifikowane
układy biegowe (wózki). Dlatego też w raporcie [2]
przewidziano możliwość analitycznego wyznaczenia
sił prowadzących Y.
Norma PN-EN 14363 [1] nie przewiduje wyznaczenia sił prowadzących Y za pomocą wzorów empirycznych, a jedynie na torze badawczym.
Przy wyznaczeniu sił prowadzących, zgodnie z
normą [1] oraz raportem [2], należy przeprowadzić
pomiary następujących wielkości:
• sił prowadzących na wewnętrznym i zewnętrznym
kole badanego zestawu kołowego Yi i Ya;
• siły pionowego nacisku na wewnętrznym kole
badanego zestawu kołowego Qi.
Dodatkowo norma [1] zaleca wykonanie pomiarów kąta nabiegania zestawu prowadzącego α. Kąt
ten jest niezbędny do określenia warunków tarcia.
Schemat rozmieszczenia punktów pomiarowych
przedstawiono na Rys. 3.
Zgodnie z [1] i [2] pojazd jest uważany za bezpieczny jeżeli warunek (3) jest spełniony.
(Y / Q) ja ≤ 1,2 [mm]
36
(3)
R = 150 [m]
Promień
2.3.1. Pomiary siły pionowego nacisku koła Q na
stanowisku do wichrowania
Podczas badania na stanowisku do wichrowania
należy przeprowadzić pomiary następujących wielkości:
• przemieszczenia ∆zjk kół;
• siły pionowego nacisku Qjk kół.
Oba dokumenty tj. norma PN-EN 14363 [1] i raport ORE B55 RP 8 [2] podają graniczne wielkości
wichrowania. Zależności wykorzystywane jako podstawa w tym badaniu są takie same jak w metodzie 1.
W rzeczywistości uniesienie koła do 5 mm jest dozwolone. W związku z tym efektywne wichrowatości
pojazdu zostały zredukowane.
Graniczne wichrowatości pojazdu o bazie 4,5 [m]
? 2a* < 20,0 [m] podane w normie [1] i raporcie [2]
są takie same, natomiast norma [1] dodatkowo podaje
zależności dla pojazdów o większej bazie 2a* ? 20
[m].
Różnice pomiędzy PN-EN i ORE istnieją w sposobie przemieszczania zestawów kołowych podczas
próby wichrowania. Raport [2] podaje dwie metody
wichrowania tj. badanie na nieruchomym lub na ruchomym zestawie kołowym. W raporcie [2] podano
które koło jest badane, a które koła są przemieszczane. Norma [1] przewiduje tylko jeden sposób przemieszczania kół w trakcie badania bezpieczeństwa
jazdy po wichrowatym torze.
Strefa 2
Strefa 1
>3[m]
< 2a*
>(2a++2a*)
Rys. 3. Schemat rozmieszczenia punktów pomiarowych na torze
badawczym bez przechyłki
Raport [2], w przypadku niespełnienia kryterium
(3), zaleca przeprowadzenie ponownego badania
zgodnie z metodą 1. Natomiast norma [1] traktuje
metodę 1 i 2 jako równorzędne i nie przewiduje, w
przypadku niespełnienia kryterium (3), ponownego
badania inną metodą.
2.4. Metoda 3 wg PN-EN 14363 – Badanie na stanowisku do wichrowania i stanowisku do pomiaru
momentu oborowego wózka względem nadwozia
Norma PN-EN 14363 [1] wprowadza dodatkową
metodę badania bezpieczeństwa jazdy po wichrowatym torze.
2.4.1. Ograniczenia w stosowaniu metody 3
Metoda 3 łączy laboratoryjne badania odciążania
koła oraz badania momentu oporowego wózka. Może
być ona użyta do badania pojazdów o konwencjonalnej technologii pod następującymi warunkami:
• pojazd wyposażony w wózki dwuosiowe, dwa
wózki na pojazd,
• kąt obrzeża kół pomiędzy 68° a 70°.
2.4.2. Wielkości mierzone podczas badań
Podczas badania na stanowisku do wichrowania
należy przeprowadzić pomiary następujących wielkości:
• przemieszczenie ∆zjk kół;
• siły pionowego nacisku Qjk wszystkich kół.
Wymienione powyżej wielkości powinny być mierzone w sposób ciągły.
Podczas badania na stanowisku do pomiaru momentu oporowego wózka względem nadwozia należy
przeprowadzić pomiary następujących wielkości:
• kąt skręcenia wózka względem pudła ∆ψ*,
• moment Mz potrzebny do obrotu wózka.
Wymienione powyżej wielkości powinny być
mierzone w sposób ciągły i rejestrowane na wykresie
Mz = f(∆ψ*).
2.4.3. Stanowisko do wichrowania pojazdów
Stanowisko do symulacji przejazdu pojazdów
przez tor zwichrowany powinno umożliwiać przemieszczanie zestawów kołowych przynajmniej jednego wózka. W trakcie pomiarów należy w sposób
ciągły rejestrować przemieszczanie kół oraz pionowe
naciski poszczególnych kół.
2.4.5. Przygotowanie pojazdu do badań
Badaniom poddaje się pojazd w stanie normalnych warunków eksploatacyjnych, czyli z wyposażeniem zwykle używanym w eksploatacji.
W przypadku pojazdów posiadających usprężynowanie pneumatyczne badania należy wykonać z
napompowanymi sprężynami i ze sprężynami z wypuszczonym powietrzem.
Ze względu na stan obciążenia zespoły trakcyjne,
wagony pasażerskie i towarowe, na stanowisku do
wichrowania, powinny być badane w stanie próżnym,
natomiast na stanowisku do pomiaru momentu oporowego wózka względem nadwozia powinny być
badane w stanie próżnym i ładownym.
2.4.6. Warunki prowadzenia badań
Badanie bezpieczeństwa jazdy po wichrowatym
torze zgodnie z metodą 3 należy przeprowadzić na
stanowisku do badania wichrowania i na stanowisku
do pomiaru momentu oporowego wózka względem
nadwozia.
Sposób przemieszczanie kół jest identyczny jak w
metodzie 2 ale z innymi wartościami granicznymi
wichrowatości.
Podczas badania na stanowisku do pomiaru momentu oporowego wózka względem nadwozia wózek
należy ustawić tak, aby oś czopa skrętu (oś obrotu
wózka w płaszczyźnie poziomej) pokrywała się z
osią obrotu stanowiska pomiarowego. Należy obracać w obu kierunkach do wartości kąta skręcenia:
∆ψ * =
gdzie:
a*
[m],
2a+
Rmin
a*
0,020
+
Rmin
2a +
(4)
gdzie:
Q0 - średnia siła pionowego nacisku koła
badanego zestawu na poziomym torze
(wichrowatość g+ = 0 i g* = 0),
∆Q - odchyłka od Q0 w warunkach maksymalnej wichrowatości.
Współczynnik oporu obrotu wózka X powinien
być obliczony z zależności (6)
X=
M z ,R min
(6)
2a + ⋅ 2Q0
gdzie:
Mz,Rmin – moment skrętu [kNm] potrzebny do
obrotu wózka względem nadwozia
pojazdu, dla kąta obrotu wózka wyznaczonego z (7),
2a+ – baza wózka (rozstaw skrajnych zestawów w wózku) [m],
2Q0 – siła pionowego nacisku zestawu [kN].
∆ψ *eval =
a*
Rmin
(7)
Pojazd jest uważany za bezpieczny podczas
przejazdu po wichrowatym torze, jeżeli są spełnione
jednocześnie następujące warunki:
∆Q
≤ 0,6
Q0
(8)
X ≤ 0,1 dla pojazdów pasażerskich i lokomotyw,
(9)
dla wagonów towarowych powinien on być poniżej
wartości granicznej pokazanej na Rys. 4.
0,20
0,18
0,16
Współczynnik X
2.4.4. Stanowisko do pomiaru momentu oporowego
wózka względem nadwozia pojazdu
Stanowisko badawcze powinno mieć możliwość
określenia momentu obrotu wózka do maksymalnego
kąta skręcenia wózka względem nadwozia. Prędkość
stanowiska powinna być stała i wynosić 1[º/s] przynajmniej dla ± 75% amplitudy kąta skręcenia.
Wynik negatywny
0,14
0,12
0,10
0,08
Wynik pozytywny
0,06
0,04
– połowa rozstawu czopów skrętu
0,02
0,00
0
– rozstaw zestawów kołowych w
wózku [m],
– minimalny promień przez jaki pojazd może przejechać określony dla
pojazdu [m],
Analiza zachowania się na wichrowatym torze
powinna być wykonana dla zestawu prowadzącego
zastosowaniem współczynnika odciążenia (5) i
współczynnika oporu obrotu wózka (6).
∆Q
Q0
(5)
20
40
60
80
100
120
140
160
180
200
220
Siła pionowego nacisku zestawu kołowego w kN
240
Rys. 4. Maksymalna dopuszczalna wartość współczynnika X dla
wagonów towarowych
3. Wymagania TSI
Obecnie zatwierdzone przez Komisję Europejską
są następujące dokumenty TSI:
• TSI WAG - decyzja nr 2006/861/WE [3] i decyzja
nr 2009/107/WE [4],
• TSI HS - decyzja nr 2008/232/WE [5],
• TSI CR – w trakcie opracowania [6].
TSI nie podają metody badań – a jedynie kryteria
oceny.
37
W specyfikacjach TSI współczynnik Y/Q
rozpatrywany jest w dwóch aspektach: dynamicznym
i quasistatycznym. W badaniu dynamicznym wartość
graniczna współczynnika Y/Q jest zgodna z (10),
natomiast w badaniu quasistatycznym kryterium
uzyskane jest z równania Nadal’a, czyli jest zgodne z
(1).
(Y / Q )
lim
= 0,8
4. Podsumowanie
Celem referatu była prezentacja metod badań bezpieczeństwa jazdy po wichrowatym torze zawartych
w normie PN-EN 14363 [1], raporcie ORE B55 RP 8
[2] oraz specyfikacjach technicznych TSI.
(10)
3.1. TSI WAG
Wymagania zawarte w TSI WAG [3] i [4] nie podają metody badań bezpieczeństwa jazdy po wichrowatym torze. W punkcie rozdziale Zabezpieczenie
przed wykolejeniem podczas jazdy po wichrowatych
torach podane zostały tylko graniczne wichrowatości
toru, które wagony powinny pokonywać bez przeszkód. Współczynnik (Y/Q) podczas przejazdu przez
łuk o promieniu R = 150 m, dla podanych wichrowatości, nie powinien przekraczać wartości granicznej.
Graniczne wichrowatości są zgodne z normą PN-EN
14 363 [1].
Poprawna wartość kryterialna współczynnika
(Y/Q) została podana w decyzji nr 2009/107/WE [4].
Jest ona zgodna z kryterium Nadala – zależność (1).
3.2. TSI HS
TSI HS nie podaje granicznych wartości wichrowatości toru. W punkcie rozdziale Dynamiczne zachowanie się taboru odwołuje się do procedur dopuszczenia pojazdów zgodnie z normą EN 14363
(polski odpowiednik to [1]) – podpunkty dotyczące
badań dynamicznych zamieszczonych w [1]. Następnie w rozdziale Wartości graniczne dla bezpieczeństwa jazdy podane jest kryterium jako iloraz poprzecznej i pionowej siły wywieranej przez koło na
torze zwichrowanym dla promienia łuku R < 250 m.
Kryterium to jest zgodne z kryterium Nadala.
Literatura
[1] PN-EN 14363:2007 Kolejnictwo. Badania własności
dynamicznych pojazdów szynowych przed dopuszczeniem do ruchu. Badania własności biegowych i próby
stacjonarne.
[2] ORE B55 Rp 8 Prevention of derailment of goods
wagon on distorted tracks. Conditions for negotiating
track twists. Recommended values for track twist and
cant. Calculation and measurement of the relevant
vehicle parameters. Vehicle testing. Utrecht, April
1983.
[3] 2006/861/WE DECYZJA KOMISJI dotycząca technicznej specyfikacji dla interoperacyjności odnoszącej się do podsystemu „tabor kolejowy – wagony towarowe” transeuropejskiego systemu kolei konwencjonalnych (notyfikowana jako dokument nr C(2006)
3345) z dnia 28 lipca 2006 r.
[4] 2009/107/WE DECYZJA KOMISJI zmieniająca decyzje 2006/861/WE i 2006/920/WE w sprawie technicznych specyfikacji interoperacyjności w zakresie podsystemów transeuropejskiego systemu kolei konwencjonalnych (notyfikowana jako dokument nr C(2009)
38) z dnia 23 stycznia 2009 r.
[5] 2008/232/WE DECYZJA KOMISJI dotycząca technicznej specyfikacji technicznej interoperacyjności
podsystemu „Tabor” transeuropejskiego systemu kolei dużych prędkości (notyfikowana jako dokument nr
C(2008) 648) z dnia 21 lutego 2008 r.
[6] Technical Specification for Interoperability transEuropean conventional rail system Subsystem rolling
stock TSI “Locomotives and Passenger RST”– project końcowy z dnia 24.11.2009.
3.3. TSI CR
W projekcie TSI CR przewidywanym do
wprowadzenia w 2010r. umieszczono rozdział
Dynamiczne zachowanie się taboru. Jednak, w
odróżnieniu do pozostałych TSI, w TSI CR znajduje
się rozdział Badanie bezpieczeństwa jazdy po
wichrowatym torze, który to całkowicie odwołuje się
do wymagań normy EN 14363.
38
dr inż. Stanisław Młynarski
mgr inż. Ewa Pałka,
Politechnika Krakowska
Symulacyjna metoda analizy bezpieczeństwa
pojazdu szynowego
W artykule omówiono wybrane zagadnienia związane z analizą bezpieczeństwa pojazdów
szynowych z wykorzystaniem modeli symulacyjnych. Przedstawiono metody obliczeń
i wyniki symulacji przeprowadzonych dla oszacowania trwałości zmęczeniowej węzła konstrukcyjnego.
1. Wstęp
Problematyka bezpieczeństwa w systemach eksploatacji pojazdów szynowych jest rozpatrywana
głównie w aspekcie zaistnienia wypadku. W transporcie kolejowym termin bezpieczeństwo sprowadza
się najczęściej do zagrożenia środowiska naturalnego, pojawiającego się w związku z przewozem materiałów niebezpiecznych i prawdopodobieństwem
zaistnienia katastrofy. Analizy i statystyki z ostatnich
lat przedstawiają, że ok. 80% katastrof w transporcie
spowodowane jest działalnością operatora (błędne
lub celowe oddziaływanie człowieka na system),
10% to zawodność urządzeń, a pozostałe 10% to
wpływ czynników zewnętrznych (tj. oddziaływanie
przyrody np. zwierzęta leśne wybiegające na tory,
burza, mgła).
System techniczny pojazdów szynowych, analizowany w aspekcie bezpieczeństwa, stanowi element
składowy przestrzeni: człowiek – technika – środowisko. System ten może znajdować się w pięciu podstawowych stanach [3]:
– stan bezpieczeństwa oznacza funkcjonowanie systemu zgodnie z wymaganiami;
– stan poczucia zagrożenia bezpieczeństwa wynika z
pobudek racjonalnych lub· irracjonalnych, związanych z możliwością zaistnienia utraty stanu bezpieczeństwa;
– stan zagrożenia bezpieczeństwa jest to taki stan, w
którym operator zapobiega sytuacji· niebezpiecznej spowodowanej błędem własnym lub innego
operatora, albo· uszkodzeniem obiektu technicznego;
– stan zawodności sprawności ma miejsce wtedy,
kiedy system traci w pełni albo·częściowo swoją
sprawność wskutek np. uszkodzenia eksploatowanych obiektów;
– stan zawodności bezpieczeństwa oznacza stan
katastrofy, np. wypadki z udziałem ludzi lub
zniszczenie istotnej części systemu.
Pojęciami związanymi z oceną systemu eksploatacji pojazdów szynowych są, jakość, niezawodność
i bezpieczeństwo.
W literaturze spotyka się wiele rozwiązań, przykładów i analiz dotyczących modeli symulacyjnych
niezawodności [1], [2], [3], [4]. Opisywane modele
można podzielić w zależności od sposobu i rodzaju
realizowanych zadań. Sama analiza niezawodnościowa określonego pojazdu szynowego opiera się na
wynikach przetwarzania danych pomiarowych, pozyskiwanych w procesach: kontroli – weryfikacji –
kwalifikacji elementów pojazdów i maszyn, i jest
prowadzona głównie w zakładach naprawczych.
2. Modele symulacyjne w analizie bezpieczeństwa
Modele symulacyjne znajdują duże zastosowanie
w różnych dziedzinach nauki, można też je wykorzystać w badaniach i projektowaniu bezpieczeństwa
pojazdów szynowych. W technice symulacji tworzy
się często złożone modele całego systemu i procesów
w nim zachodzących, którymi możemy manipulować
w taki sposób, aby w rezultacie dokonać oceny funkcjonowania badanego systemu, podlegającego wpływom zmiennych warunków zewnętrznych. Procedury
wykorzystywane są przy symulacji eksploatacji, kontroli i korygowania parametrów jakościowych i niezawodnościowych podzespołów pojazdów szynowych, od etapu projektowania (symulacja w CAD),
poprzez produkcję (symulacja w CAM i CAP) aż do
kontroli jakości (CAQ) i serwisu (CAS), przy zabezpieczeniu niezawodności eksploatacyjnej.
Modele symulacyjne w kolejnictwie, związane z
analizą bezpieczeństwa mają obszerne zastosowanie,
gdyż umożliwiają między innymi:
• sprawne, bezkolizyjne zarządzanie logistyczne,
dzięki śledzeniu zachowań·wirtualnych modeli
złożonych systemów i procesów;
• racjonalną analizę doboru materiału na elementy
konstrukcji pojazdów szynowych;
• prognozowanie i analizowanie następstw wystąpienia usterek prowadzących do·powstania zagrożenia;
• kontrolę czy dany pojazd szynowy jest bezpieczny dla otoczenia.
39
W infrastrukturze systemu związanego z pojazdem szynowym w pierwszym kroku modelowania
stanu bezpieczeństwa należy znaleźć odpowiedzi na
pytania:
• czy istnieją (lub mogą być zbudowane) adekwatne modele umożliwiające podejmowanie optymalnych (lub bliskich optymalnym) decyzji?
• czy można zbudować adekwatne modele nie
wymagające bezpośredniego wyprowadzania
optymalnych rozwiązań?
Po podjęciu decyzji, następnym krokiem jest wybór odpowiednich modeli fizycznych podsystemu, po
nim tworzy się modele matematyczne i na ich bazie
konstruuje modele symulacyjne. Realizując te kroki
należy pamiętać o założeniach wynikających z wymagań formalnych (normy, przepisy, zalecenia),
ograniczeniach (np. dotyczących dostępności pakietów symulacyjnych) i przesłankach technicznoorganizacyjno-ekonomicznych.
Wprowadzenie techniki cyfrowej w dziedzinie
sterowania ruchem kolejowym spowodowało, że
konieczne stało się opracowanie nowych kryteriów
oceny urządzeń, ze szczególnym uwzględnieniem
bezpieczeństwa ruchu. W różnych krajach Europy
przyjęto różne zalecenia i uregulowania prawne gwarantujące zapewnienie właściwego poziomu bezpieczeństwa transportu kolejowego. Bezpieczeństwo
pojazdów szynowych musi być zgodne np. z normą
CENELE [7], która narzuca twórcom konieczność
spełniania wymagań norm jakościowych ISO 9001.
szynowego, jako jeden z elementów systemu monitorowania [3].
Obecnie, duże, specjalne pakiety symulacji wykorzystuje się przy analizie wypadków, jak również przy
predykcji procesów eksploatacji pojazdów szynowych (diagnostyka, niezawodność, bezpieczeństwo)
oraz przy analizie pracy całej infrastruktury kolejowej.
W niniejszej pracy stosuje się oryginalne programy-moduły symulacyjne, zbudowane na bazie pakietu VisSim & Analyze, służące do komputerowego
wspomagania realizacji zadań związanych z szacowaniem wskaźników bezpieczeństwa wybranych
modeli podsystemów pojazdów szynowych.
4. Wybrany przykład zadania
Ocena trwałości i współczynnika bezpieczeństwa
wytrzymałości zmęczeniowej wybranego elementu
konstrukcyjnego pojazdu szynowego.
Przedstawiony na rys. 1 węzeł konstrukcyjny poprzecznicy ramy wózka z przyspawanym wspornikiem zawieszenia przekładni ukazuje strefę pęknięć
zmęczeniowych obserwowanych w eksploatacji i
podczas badań stanowiskowych [6].
strefa pęknięć zmęczeniowych
3. Metody i narzędzia
Przy ocenie i prognozowaniu stanów bezpieczeństwa obiektów technicznych stosuje się głównie metody matematyczne bazujące na miarach statystycznych, odniesionych do procesów stochastycznych [1],
[3], [4]. W opisach struktur hierarchicznych często
wykorzystuje się pojęcia i metody teorii informacji
np. przy konstruowaniu kryteriów klasyfikacji stanów oraz metody informatyki np. w zakresie automatyzacji pozyskiwania danych z relacyjnych baz danych.
Wybrana przykładowo w tej pracy metoda „Grey
– system theory” [3], [6] służy do prognozowania
stanu obiektów w przypadkach, gdy analizowane są
np. wielkość zużycia współpracujących elementów,
ilość uszkodzeń elementów, wielkość drgań elementów tocznych. Sprawdzenie bezpieczeństwa polega
na symulacji eksploatacji pojazdu przy zakładanej
znajomości intensywności uszkodzeń i popełnianych
błędów przez maszynistę oraz po określeniu wartości
początkowych poszczególnych prawdopodobieństw i
czasów badań symulacyjnych. Wyniki zastosowania
tej metody wskazują na dużą zgodność wartości prognozowanych z rzeczywistymi, otrzymanymi z pomiarów. Wykorzystuje się ją w procesach kontroli
stanu technicznego środków transportu – również
40
Rys. 1. Węzeł konstrukcyjny poprzecznicy ramy wózka z
przyspawanym wspornikiem zawieszenia przekładni wg [6]
Wytrzymałość zmęczeniową konstrukcji rozpatrywanego węzła określa związek między trwałością
a funkcją gęstości widmowej naprężeń w spoinie
połączenia wspornika z poprzecznicą, dla różnych
prędkości jazdy (np. 40÷100 km/h). Wykładnik potęgowy m krzywej wytrzymałościowej i granica wytrzymałości węzła σ −1k przyjmowane są z danych
tablicowych (dla danego rodzaju materiału), na poziomie ufności 0,95. Zadaniem podstawowym jest
znalezienie wartości estyma trwałości węzła, określonej wg [6] wzorem:
Tc =
[σ ]
N 0 ϕm
m+2
2 m / 2 Γ

 2 
m
1
−1k
gdzie:
f
m
–
–
[σ −1k ]
–
∑
i
m/2


pti 2 f 2 / m S ( f )df 
 0
 i
∞
(1)
∫
częstotliwość zmian cyklu obciążenia,
wykładnik potęgowy krzywej zmęczeniowej,
min wartość granicy wytrzymałości
zmęczeniowej,
m+2
Γ

 2 
v(t).dat
–
generator losowy
rozkład Gaussa
funkcja gamma Eulera,
N0
–
φ
ilość badanych zmęczeniowo próbek
połączenia,
współczynnik asymetrii cyklu obciążenia danego elementu – połączenia,
gęstość widmowa naprężeń dynamicznych w elemencie,
prawdopodobieństwo czasu jazdy z
prędkością vi.
–
S(f)
–
Pti
–
77.5
65.0
+
+
vo
52.5
40.0
+
+
27.5
genarator losowy
rozkładu równomiernego
+
-
0.5
15.0
2.5
5
-10.0
0
+
+
+
+
+
*
0.5
0.2
0.1
zadawana ustalona przedziałami
prędkość jazdy
∞
m
∫
1
1.5
2
2.5
T ime (h)
3
3.5
4
4.5
5
4.5
5
Plot
60
100
vo
40
20
0.3
*
.5
80
0
0
0
Algorytm obliczenia trwałości węzła konstrukcyjnego w oparciu o wzór (1), przy zastosowaniu symulacji komputerowej, przedstawić można następująco:
• ustalenie prędkości jazdy v0 (zgodnie z planem
jazdy na danym odcinku trasy),
• wybór generatora losowego (np. o rozkładzie
Gaussa albo rozkładzie· równomiernym) i losowe
(addytywne) zaburzenie przebiegu prędkości jazdy,
• wyznaczenie prawdopodobieństwa Pti czasu
jazdy z prędkością vi (z histogramów· rozkładów
prędkości jazdy na danej trasie),
• wyznaczenie wariancji procesu z gęstością widmową S(f) naprężeń dynamicznych
Plot
90.0
.5
1
1.5
2
2.5
T ime (h)
3
3.5
4
Rys. 3. Symulacja losowych zmian prędkości jazdy a) z
wykorzystaniem generatorów, b) zadana prędkość jazdy
Na rys. 4 przedstawiono wykres symulowanych
zmian prędkości jazdy, na podstawie, którego określano wartości prawdopodobieństwa Pti czasu jazdy z
prędkością vl na danej trasie. W obliczeniach wykorzystano pakiet MathCad.
Po wyznaczeniu Pti i wstawieniu pozostałych danych (zakładanych) wartości do wzoru (1) można
obliczyć trwałość zmęczeniową węzła.
(2)
2 f 2 S ( f )df
0
•
na podstawie danych: widm naprężeń dynamicznych S(f) we wsporniku, przy· różnych prędkościach jazdy oraz znajomości Pti następuje obliczenie trwałości Tc.
25
v = 100 [km/h]
Gsr = 59 [MPa]
S [MPa]^2/Hz
20
15
10
Rys. 4. Określenie wartości prawdopodobieństwa Pti czasu jazdy
z prędkością vi (na danej trasie)
5
0
0
3
6
9
12
15
18
f[ Hz]
Rys. 2. Przykładowe widmo naprężeń dynamicznych S(f) we
wsporniku zawieszenia przekładni
Do analizy numerycznej niniejszego przykładu
został wykorzystany histogram rozkładu prędkości
jazdy na zadanej trasie wybrany z literatury [6]. Korzystając z pakietu symulacyjnego VisSim przeprowadzono symulację zmian losowych nałożonych na
zdeterminowane planem prędkości jazdy. Można
zaobserwować, iż na niższym rysunku 3b) jest przedstawiona zadawana ustalona przedziałami prędkość
jazdy. W rzeczywistości nie jest ona taka idealna, co
można zaobserwować na rysunku 3a) przez wykorzystanie generatora losowego o rozkładzie Gaussa i
generatora o rozkładzie równoległym.
Po wyznaczeniu Pti i wstawieniu pozostałych już
danych wartości do wzoru (1) możemy obliczyć
trwałość.
5. Uwagi końcowe
Analizując uzyskane wyniki badań symulacyjnych, można stwierdzić, że:
• Wartość wielkości trwałości zmęczeniowej uzyskiwana z obliczeń symulacyjnych, pozwala efektywnie określić poziom bezpieczeństwa ramy
wózka zależny od prędkości jazdy i dokonać
optymalnego doboru rodzaju materiału konstrukcji
węzła.
41
•
Pakiety symulacyjne VisSim i Mathcad są przydatne do rozwiązania postawionych problemów
bezpieczeństwa złożonych systemów w kolejnictwie. Zauważono·komplementarność ich cech w
rozwiązywaniu zadań mieszanych, gdy dane wejściowe podane są w postaci macierzy wartości sygnału albo jawnej zależności funkcyjnej pomiędzy
zmiennymi.
Literatura
[1] B o b r o w s k i D., Modele i metody matematyczne
teorii niezawodności, Wydawnictwo NaukowoTechniczne, Warszawa 1989.
[2] J a ź w i ń s k i J., Bezpieczeństwo systemów, Wydawnictwo Naukowe PWN Sp. z o. o., Warszawa 1993.
42
[3] M a g i e r a J., Prognozowanie niezawodności w
kombinowanym systemie· transportowym, Zużycie i
Niezawodność cz. III, PAN, Kraków 1998.
[4] O p r z ę d k i e w i c z J., S t o l a r s k i B., Komputerowe monitorowanie niezawodności· samochodów,
PWN, Warszawa–Kraków 2000.
[5] P i e c P., M a g i e r a J., Ocena zużycia i niezawodności pojazdów szynowych, Zakład Narodowy im.
Ossolińskich – Wydawnictwo, Wrocław 1994.
[6] Praca zbiorowa pod redakcją S.I. Sokołowa, Badanie
dynamiki i wytrzymałości wagonów pasażerskich,
Wydawnictwo Komunikacji i Łączności, Warszawa
1983.
[7] S o b a ń s k i M. M i k u l s k i J., Bezpieczeństwo
systemów sterowania ruchem kolejowym w świetle
wymagań norm CENELE, Przegląd Kolejowy 11/99.
dr inż. Jacek Skowron
Politechnika Krakowska
Hamulce wiroprądowe w kolejnictwie
Hamulec wiroprądowy można rozpatrywać jako maszynę elektryczną, czyli formę
przetwornika elektromechanicznego, który przetwarza energię kinetyczną hamowania pociągu w energię elektryczną rozpraszaną w szynach kolejowych. Takie
podejście do rozpatrywanego problemu zastosowano w niniejszej pracy. Otrzymane w ten sposób rozwiązanie przedstawiono w postaci schematu zastępczego
maszyny elektrycznej, który nie zawiera oporności indukcyjnej a tylko oporność
czynną. Stąd zaproponowano rozwiązanie polegające na wprowadzeniu dodatkowo w schemacie zastępczym maszyny oporności biernej o wartości równej
oporności czynnej, co jest zgodne z badaniami empirycznymi.
Oznaczenia
Θ
t
v
γ
∆
δ
µ
τ
l
n
p
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
prąd liniowy,
czas,
prędkość,
przewodność elektryczna,
grubość warstwy w której płynie prąd,
wysokość szczeliny powietrznej,
przenikalność magnetyczna,
podziałka biegunowa,
szerokość nabiegunnika,
liczba porządkowa harmonicznej,
liczba par biegunów.
1. Wstęp
Wprowadzenie liniowego hamulca wiroprądowego do nowego taboru kolejowego to duży sukces po
kilkudziesięciu latach badań (pierwsze próby z tym
hamulcem w wersji rotacyjnej były prowadzone w
latach trzydziestych ubiegłego wieku przez koleje
niemieckie) w pociągu ICE-3 [1, 2]. Hamulec ten
(rys. 1) posiada szereg korzystnych cech, takich jak:
niezależność od przyczepności, brak zużywania się
płozy, oddawanie energii w czasie hamowania do
szyn, cicha praca i możliwość wykorzystywania go
do hamowania służbowego. Zasadniczą wadą tego
hamulca jest konieczność stosowania stosunkowo
dużych mocy (około 40 kW na jeden hamulec) oraz
nagrzewanie się szyn. Moc rozwijana przez hamulec,
przy prędkościach powyżej 300 km/h wynosi około
600 KW i cała ta moc tracona jest w wierzchniej
warstwie szyny (w której płynie prąd wirowy), o
grubości zależnej od podziałki biegunowej i przenikalności magnetycznej szyny. Pociąg składający się z
dziesięciu wagonów ma szeregowo umieszczone nad
jedną szyną dwadzieścia hamulców co daje moc traconą w szynie rzędu 12 MW. Tak duża energia wydzielająca się na powierzchni szyny może podnosić
temperaturę warstwy wierzchniej szyny do punktu
Curie (dla stali τc~720°C) zmieniając jej własności
magnetyczne i mechaniczne. Jednym z najtrudniejszych problemów do rozwiązania przy zastosowaniu
hamulców wiroprądowych okazało się zjawisko nagrzewania się szyn kolejowych po przejeździe hamującego pociągu.
Na rysunku 2 pokazano [2] jak rośnie temperatura
szyn w zależności od czasu przerwy tz między kolejno hamującymi pociągami. Zjawisku temu towarzyszy znacznie wyższy (kilkaset stopni C) chwilowy
wzrost temperatury powierzchni szyn, który może
powodować zmianę jej własności mechanicznych.
Ponadto nagrzewanie się szyn w wyniku przejazdu
hamującego prądami wirowymi pociągu może prowadzić do naruszenia stabilności toru. Problem ten w
pociągu ICE3 rozwiązano poprzez obniżenie mocy
traconej w szynie, poprzez redukcję składu pociągu
do ośmiu wagonów, w tym cztery toczne (wyposażone w hamulce wiroprądowe) i cztery silnikowe.
Dzięki temu moc tracona w szynie zmalała do około
4,8 MW. Dodatkowo silniki trakcyjne pracujące w
układzie hamowania dynamicznego wykorzystano do
zasilania awaryjnego cewek hamulców.
Rys. 1. Wózek z liniowym hamulcem wiroprądowym
43
Rys. 2. Przyrost temperatury szyn po hamowaniu pociągu ICE3
[2]
W pociągu ICE3 oprócz hamulców wiroprądowych zastosowano hamulce tarczowe, które zamontowano na wszystkich osiach zespołu. Wagony toczne hamowane są przez hamulec wiroprądowy i hamulec tarczowy, natomiast wagony silnikowe przez
hamulec dynamiczny i hamulec tarczowy. Na rysunku 3 przedstawiono charakterystykę siły hamowania
w funkcji prędkości hamulców wiroprądowych pociągu ICE3. Hamulce wiroprądowe przy hamowaniu
służbowym z prędkości 300 km/h do prędkości około
230 km/h wytwarzają główną siłę hamującą. Widoczne na charakterystyce przy tej prędkości załamanie jest spowodowane regulacją prądu wzbudzenia
hamulca, w celu stabilizacji temperatury szyn. Natomiast po osiągnięciu przez hamowany pociąg prędkości około 50 km/h hamulce wiroprądowe zostają
wyłączone. Przyczyną wyłączenia hamulca jest nadmierny wzrost pionowej siły uciągu magnetycznego,
która może spowodować (na skutek ugięcia belki
zawieszenia hamulca) kontakt płozy hamulca z szyną
co może prowadzić do jej uszkodzenia.
do rozpatrywanego problemu zastosowano w niniejszej pracy. Model matematyczny hamulca zbudowano w oparciu o równania elektrodynamiczne
Maxwella dla wolno poruszającego się ferromagnetyka. Uzyskane w ten sposób równanie różniczkowe
cząstkowe zostało rozwiązane z wykorzystaniem
magnetycznego potencjału wektorowego. Okazało
się, że znalezione rozwiązanie obarczone jest pewną
niedokładnością wynikającą z przyjętych założeń
upraszczających, (nieskończona przewodność i zerowa grubość warstwy wierzchniej szyny), które umożliwiły znalezienie rozwiązania symbolicznego modelu. Niedokładność ta polega na tym, że występująca
w rozwiązaniu oporność powierzchniowa szyny zawiera tylko część czynną. W rzeczywistości oporność
powierzchniowa szyny zawiera zarówno oporność
czynną jak i bierną. Otrzymane w ten sposób rozwiązanie przedstawiono w postaci schematu zastępczego
maszyny elektrycznej, nie zawiera oporności indukcyjnej a tylko oporność czynną. Stąd zaproponowano
rozwiązanie polegające na wprowadzeniu dodatkowo
w schemacie zastępczym maszyny oporności biernej
o wartości równej oporności czynnej, co jest zgodne
z badaniami empirycznymi [7]. Konsekwencją tej
zmiany jest ponad dwukrotne obniżenie wartości
maksymalnej siły hamującej (wyliczanej na podstawie tak uzyskanego wzoru).
Model matematyczny hamulca zbudowano posługując się równaniami elektrodynamicznymi Maxwella dla wolno poruszającego się ferromagnetyka. Uzyskane w ten sposób równanie różniczkowe cząstkowe
zostało rozwiązane z wykorzystaniem magnetycznego potencjału wektorowego [3–6]. W artykule przeprowadzono obliczenia rozkładu pola magnetycznego
pod płozą hamulca i następnie w oparciu o wzór Ampera wyznaczono składową poziomą siły ponderomotorycznej.
Rys. 3. Siła hamująca hamulców wiroprądowych pociągu ICE3
[2]
2. Model analityczny hamulca wiroprądowego
Rys. 4. Model fizyczny hamulca wiroprądowego
Hamulec wiroprądowy można rozpatrywać jako
maszynę elektryczną, czyli formę przetwornika elektromechanicznego, który przetwarza energię kinetyczną hamowania pociągu w energię elektryczną
rozpraszaną w szynach kolejowych. Takie podejście
44
Geometryczny kształt hamulca (rys. 4) uzasadnia
wprowadzenie uproszczeń, które umożliwiają zastąpienie modelu trójwymiarowego modelem quasijednowymiarowym. Wówczas zgodnie z tymi
uproszczeniami magnetyczny potencjał wektorowy
ma tylko jedną składową A = Az. Stąd dla pierwszej
harmonicznej magnetyczny potencjał wektorowy w
szczelinie powietrznej i wierzchniej warstwie szyny
kolejowej (o grubości ∆) wyrazi się odpowiednio
wzorami
gdzie:
AIIp = i
 ∂A

∇ 2 A = µγ 
− v × ∇A 
 ∂t

(1)
AII = AIIp + AIIw
(2)

µ 0 θ1  cosh αy 
µ 
−  1 − 0  sinh αy  ei αx

α  k1

 µ1 k1 
(3)
µ θ′  cosh  α ( y − δ ) 
µ 

+ 1 − 0  sinh  α ( y − δ )  eiαx
AIIw = i 0 1 
α 
k1′
 µ 2 k1′ 

gdzie:
µ 
1
 cosh αδ 

θ1′ = −ivµ0 θ1 
− 1 − 0  sinh αδ 
µ
k
k

1
1 1 

 r + i µ0 v
k1′
(9)
Z analizy ostatniej zależności wynika, że funkcja
(8) posiada ekstremum. Maksimum tej funkcji, a tym
samym siły hamującej, występuje przy prędkości
krytycznej
vk =
µ
µ sinh αδ + µ 0 cosh αδ
,
k1′ = 0 + 1
µ 2 µ1 cosh αδ + µ0 sinh αδ
r = lim ∆→0 lim γ→∞ ( γ∆ )
−1
W mianowniku równania (5) występuje impedancja wirnika, której część bierną można zapisać w
postaci
Fk =
Fx =
θ 1’
µ 20 l τ q1Θ12
2 Fk
vk v
+
v vk
∆=
r=X =
Rys. 5. Schemat zastępczy hamulca wiroprądowego z rezystancją
w obwodzie wirnika
Możemy teraz wyznaczyć siłę hamującą Fx. W
tym celu skorzystamy z równania Ampera w postaci
2
vαγ 2 µ 2
Z = (1 + i )
r
gdzie:
stąd:
(11)
(7)
(12)
(13)
Wielkość ta odpowiada e-krotnemu zmniejszeniu
się amplitudy fali w stosunku do jej wartości na powierzchni wirnika. Głębokość tego wnikania dla stali
(zależnie od stopnia jej nasycenia) waha się od dziesiątych części milimetra do kilku milimetrów, dla
częstotliwości przemysłowych. Impedancję tej warstwy określa zależność
vX s
τ
 ∂ A w∗ 
Fx = − ∫ Re  θ II  dx
−τ
 ∂ x 
2X s
Ostatnia zależność jest odpowiednikiem znanego
wzoru Klossa na moment silnika asynchronicznego.
W rozważanym modelu przyjęto, że prąd wirowy
indukowany w wirniku płynie w nieskończone cienkiej warstwie, a w rzeczywistości grubość tej warstwy może być aproksymowana głębokością wnikania fali elektromagnetycznej w wirnik
(6)
Powyższe zależności pozwalają na skonstruowanie schematu zastępczego hamulca (rys. 5). Schemat
ten w obwodzie wirnika zawiera jedynie rezystancje
co jest zgodne z przyjętym w modelu uproszczeniem,
że powierzchnia wirnika ma tylko czynną oporność
powierzchniową r.
θ1
(10)
Funkcję (8) można przedstawić również w postaci
µ 0 µ 2 sinh αδ + µ 0 cosh αδ
+
µ1 µ 2 cosh αδ + µ 0 sinh αδ
µv
X = 0 = vXs
k1′
k1′r
r
=
µ0 X s
Natomiast wartość siły maksymalnej będzie równa
(5)
k1 =
(8)
µ 
µ 
 cosh αδ 
  cosh αδ 

− 1 − 0  sinh αδ  
− 1 − 0  sinh αδ 
q1 = 
′
′
µ
µ
k
k
k
k


1
1 1 
1
2 1 

 

(4)
gdzie:
v r l τ q1Θ12
Fx = 2
r + X s2v 2
vαµ 2
2γ 2
vαµ 2
2γ 2
(14)
(15)
Z powyższej zależności wynika, że wirnik w stanie ustalonym wnosi do obwodu zastępczego hamulca nie tylko rezystancję powierzchniową r, ale również reaktancję powierzchniową X. W konsekwencji
schemat zastępczy hamulca dla pierwszej harmonicznej otrzymany przy upraszczającym założeniu jedynie rezystantywnej warstwy wierzchniej, trzeba uzupełnić przez dodanie reaktancji X (rys. 6).
45
θ1’
r
Fx/Fk
θ1
X
vXs
1.0
0.5
Rys. 6. Schemat zastępczy hamulca wiroprądowego z impedancją
w obwodzie wirnika
Podstawiając za tym do równania (11) wartość reaktancji zgodnie z przyjętym schematem zastępczym
otrzymamy
Fx = µ 20 l τ q1Θ12
vαµ 2
1
2 γ 2 αµ 2
vαµ2
+ vX s2 + 2 X s
γ2
2γ 2
(16)
Funkcja ta podobnie jak równanie (11) posiada
ekstremum, przy czym prędkość krytyczna równa się
vk =
k1′2 αµ 2
µ 02 γ 2
(17)
Natomiast siła maksymalna jest określona równaniem
Fk =
µ 20 l τ q1Θ12
(
2X s 1+ 2
)
(18)
Porównując wzory (10), (15) i (17) okazuje się, że
prędkość krytyczna dla modelu z samą reaktancją i
modelu z impedancją jest identyczna. Podobnie porównując wzory (11) i (18) na siłę krytyczną, to stosując model z samą reaktancją otrzymamy, że wartość siły jest 1 + 2 razy większą niż przy modelu z
(
)
impedancją.
Podobnie porównano przebieg siły hamującej w
funkcji prędkości generowanych przez oba modele.
W tym celu skorzystano z równań (8) i (16), a wynik
badań przedstawiono na rys. 7.
Na rysunku 7 krzywa 1 została wyliczona według
wzoru (8), natomiast krzywa 2 według wzoru (16). W
zakresie niskich prędkości siła hamująca liczona według wzoru (16), w którym uwzględniono reaktancję
powierzchniową wirnika narasta szybciej niż
w modelu z samą rezystancją. Wynika to z założenia
przyjętego przy konstruowaniu modelu, że reaktancja
powierzchniowa jest równa rezystancji, co jest słuszne dla prędkości większych niż prędkość krytyczna.
Dla niskich prędkości zgodnie z wzorem (13) przy v
→ 0 głębokość wnikania fali elektromagnetycznej w
materiał wirnika wzrasta teoretycznie do nieskończoności, a tym samym oporność powierzchniowa maleje do zera. W wiroprądowym hamulcu kolejowym
zakres praktycznej stosowalności zaczyna się od
prędkości nieznacznie niższych niż v = vk. Wynika
stąd, że model z impedancją jest w pełni przydatny
do projektowania kolejowych hamulców wiroprądowych
46
1
0.0
2
0
1
v/vk
2
Rys. 7. Porównanie przebiegu siły hamującej w funkcji prędkości
3. Wnioski końcowe
Hamulec wiroprądowy jest maszyną elektryczną,
dla której można zbudować schemat zastępczy. Okazało się, że schemat zastępczy hamulca wiroprądowego uzyskany w oparciu o przedstawiony model
matematyczny obarczony jest pewną niedokładnością. Niedokładność ta polega na tym, że występująca
w rozwiązaniu oporność powierzchniowa wirnika
(szyny) zawiera tylko część czynną. W rzeczywistości (co potwierdzają badania empiryczne) oporność
powierzchniowa szyny zawiera zarówno oporność
czynną jak i bierną. Stąd zaproponowano rozwiązanie
polegające na wprowadzeniu dodatkowo w schemacie zastępczym maszyny oporności biernej o wartości
równej oporności czynnej. Uzyskane w ten sposób
rozwiązanie przedstawiono w poprzednim rozdziale,
w którym porównano obydwa modele. Model z impedancją w obwodzie wirnika lepiej odwzorowuje
przebieg siły hamującej w funkcji prędkości, szczególnie w zakresie prędkości, które są stosowane w
kolejowych hamulcach wiroprądowych.
Literatura
[1] K u n z M., G r a b e r J., Integration der linearen
Wilberstrombremse des ICE3cin die Infrastruktur –
technische Aspekte und Betriebserfahrungen, Eisenbahn Technische Rundschau H 7/8, 2004.
[2] M e i e r C r e d n e r W., G r a b e r J., The Linear
Eddy-Current Brake on the ICE3, Eisenbahn Technische Rundschau H 6, 2000.
[3] S k o w r o n J., Analiza wyników badań hamulca
wiroprądowego, Polskie Towarzystwo Symulacji
Komputerowej, WAT, IPPT PAN, Zakopane 2008.
[4] S k o w r o n J., Wpływ prądów wirowych na charakterystykę hamulca szynowego, Zeszyty Naukowe Wydziału Mechanicznego Politechniki Koszalińskiej, Koszalin 2002.
[5] S k o w r o n J., Wpływ ugięcia belki mocującej hamulec wiroprądowy na jego charakterystykę, XIV Konferencja Naukowa Pojazdy Szynowe, Kraków–Arłamów
2000.
[6] S k o w r o n J., Mathematical model of linear eddy
curent brake unstable motion of the vehicle,
Czasopismo Techniczne, z. 5/M, Kraków 1995.
[7] T u r o w s k i J., Elektrodynamika techniczna, Wydawnictwo Naukowo Techniczne, Warszawa 1967.
mgr inż. Tomasz Antkowiak
mgr inż. Radosław Miklasz
Modernizacja wózka 1 LNb przeznaczonego dla
lokomotywy 6Dk
W artykule przedstawiono modernizację wózka 1LNb (powstałego na bazie
wózka 1LN) przeznaczonego dla lokomotywy manewrowej 6Dk. Scharakteryzowano zmodernizowane węzły konstrukcyjne wózka. Porównano wózek 1LNb z
wózkiem 1LN w zakresie części poddanych modernizacji
1. Wstęp
Duża ilość obecnie eksploatowanych pojazdów na
terenie Polski jest już przestarzała z technicznego
punktu widzenia. Powodem takiego stanu jest fakt, iż
produkowane były przez wiele lat bez wprowadzania
zasadniczych zmian konstrukcyjnych. Pojazdy te
charakteryzowały się stosunkowo dużą awaryjnością
i wysokimi kosztami eksploatacyjnymi.
Doświadczenia kolei zachodnich stanowią podstawę do stwierdzenia, że tego typu pojazdy powinny
być modernizowane przynajmniej dwa razy podczas
okresu swojej trwałości.
Głównym zadaniem modernizacji pojazdu jest:
– zmniejszenie kosztów eksploatacji, obsługi i napraw,
– podniesienie parametrów technicznych, ekologicznych i sprawności,
– poprawa bezpieczeństwa i komfortu pracy obsługi
[1].
Wśród wielu lokomotyw manewrowych, eksploatowanych w naszym kraju do modernizacji kwalifikuje się lokomotywa spalinowa SM 42 (6D).
O wyborze w/w lokomotywy do modernizacji
świadczy fakt, iż lokomotywa SM42 jest jedną z
najliczniej eksploatowanych lokomotyw w Polsce,
wykorzystywanych do prac manewrowych i przewozowych. Odbiorcami tych lokomotyw, produkowanych w latach 1965–1992, były głównie PKP oraz
zakłady przemysłowe. Łącznie powstało ponad 2000
sztuk tych lokomotyw.
Najszerszą jak dotąd i najbardziej dopasowaną do
wykonywanych zadań modernizację lokomotywy
SM42 przeprowadzono w zakładzie PESA w Bydgoszczy przy udziale Instytutu Pojazdów Szynowych
w Poznaniu.
Niniejszy artykuł ma na celu przedstawienie modernizacji układów biegowych wózków 1LN, lokomotywy 6Dk (oznaczenie po w/w modernizacji).
2. Modernizacja wózka 1LN
2.1. Charakterystyka wózka 1LNb
Wózek 1LNb powstał w oparciu o konstrukcję
wózka typu 1LN i swoje zastosowanie znalazł w
zmodernizowanej dwuagregatowej lokomotywie 6Dk
(SM42). Projekt modernizacji wózka opierał się na
założeniu, że przeznaczeniem lokomotywy 6Dk jest:
wykonywanie prac manewrowych na terenie bocznic
kolejowych, stacji manewrowych i rozrządowych
oraz prowadzenie pociągów towarowych. Modernizacja wózka 1LN miała na celu poprawę skuteczności hamowania lokomotywy oraz umożliwienie jej
przejazdu przez łuk toru o minimalnym promieniu R
= 60 m. Parametry te można było poprawić przez
odpowiednią modyfikację układu biegowego, umożliwiającą zabudowę nowego układu hamulcowego
oraz przebudowę ograniczników skrętu wózka. Konstrukcja wózka charakteryzuje się prostotą budowy i
posiada szereg detali i podzespołów zunifikowanych
z wózkami eksploatowanych lokomotyw SM42 [2].
W tabeli 1 przedstawiono charakterystykę techniczną wózka 1LNb.
2.2. Opis zmodernizowanych części wózka 1LNb
Układ konstrukcyjny wózka 1LNb został przedstawiony na rys. 1. Modernizacji wózka zostały poddane następujące grupy konstrukcyjne (rys. 1):
– rama wózka – w zakresie zmiany wsporników
(poz. 1),
– odgarniacz na wózku (poz. 2),
– prowadzenie boczne silnika trakcyjnego (poz. 3),
– układ hamulca na wózku – w zakresie zmiany
ilości i sposobu zamocowania cylindrów hamulcowych(poz. 4),
– układ napędu nadajnika prędkościomierza (poz.
5),
47
na
w
ci
aaz
go
uz
erło
oze
ej
w
– układ nadajników prędkości do układu przeciwpoślizgowego (poz. 6),
– układ piasecznic na wózku (poz. 7),
– układ przewodów smarnych systemu REBS (smarowanie obrzeży kół na wózku – poz. 8),
– układ przewodów powietrznych na wózku (poz.
9),
– osłony przekładni na wózku (poz. 10),
– orurowanie przewodów elektrycznych na wózku
(poz. 11).
2.2.1. Rama wózka
Rama wózka stanowi konstrukcję spawaną, składającą się z dwu podłużnic połączonych w środku
poprzecznicą.
Modernizacja ramy miała charakter
dwufazowy. W pierwszej fazie sprawdzono możliwość zabudowy nowego
układu hamulcowego na ramie wózka
1LN. W drugiej fazie usunięto elementy powodujące kolizję z nowym ukłaTabela 1
Charakterystyka techniczna wózka 1LNb
dem hamulcowym i skonstruowano
nowe wsporniki do montażu elemenSzerokość toru
1435 mm
tów układu hamulcowego.
Rozstaw osi zestawów kołowych
2600 mm
W związku z tym, że modernizacja
(baza wózka)
objęła znaczną przebudowę wsporniŚrednica okręgu tocznego koła (w
1100 mm
ków głównie zawieszenia hamulca, zastanie nowym)
decydowano o tym, aby ramę poddać
Nacisk zestawu kołowego na tor
17 t
ponownie obliczeniom wytrzymałoSzerokość obręczy kół
140 mm
ściowym.
Rozstaw środków maźnic zestawu
2060 mm
Obliczenia zostały wykonane metodą
kołowego
MES. Model obliczeniowy ramy został
Ugięcie statyczne usprężynowania I50 mm
przedstawiony na rys. 2 [3].
go stopnia
Po
przeprowadzeniu
obliczeń,
Ugięcie statyczne usprężynowania II83 mm
stwierdzono że poziom naprężeń pogo stopnia
wstających w ramie wózka dla nadzwyPrzesuw poprzeczny wózka względem
25 mm
czajnego obciążenia pionowego, boczpudła
nego, wichrowania i obciążenia pochoNajwiększy luz między ograniczni65 mm
dzącego od nadzwyczajnego hamowania
kami obrotu
oraz superpozycji nadzwyczajnego obNajmniejszy łuk toru, przez który
60 m
ciążenia pionowego z obciążeniem pomoże przejechać lokomotywa
chodzącym od hamulca nie przekracza
Maksymalny kąt skrętu wózka
3°37'35''
wartości
dopuszczalnych przyjętych wg
(między ogranicznikami)
norm [3].
Największy przesuw poprzeczny
Dodatkowo zalecono wykonawcy
zestawu kołowego względem ramy
7 mm
przeprowadzenie
odprężania wibracyjwózka
nego
w
celu
znacznej
redukcji naprężeń
Hamulec – typ:
• pneumatyczno mechaspawalniczych.
niczny
Dzięki temu zabiegowi możliwe jest
• pneumatycznouzyskanie:
mechaniczny
• wariant z hamulcem po– stabilizacji wymiarowej ramy, kostojowym
rzystnej w aspekcie prawidłowego
Cylinder hamulcowy:
• BCRK 140N
funkcjonowania wózka podczas eks• BCRK 140NPS
ploatacji,
Klocki hamulcowe:
pojedyncze bez obrzeża (typu
– podwyższenia trwałości eksploataD0-380)
cyjnej ramy [4].
Ciśnienie w cylindrze hamulcowym:
• BCRK 140N:
– max ciśnienie hamulca służbowego HS
• BCRK 140NPS:
– max ciśnienie hamulca służbowego HS
– max ciśnienie hamulca postojowego HP
– min ciśnienie hamulca postojowego HP
Skrajnia wózka
48
5 bar
5 bar
8 bar
5 bar
wg karty UIC-505
2.2.2. Piasecznice i odgarniacz na wózku
Pionowe umieszczenie cylindrów
(rys. 3) w rejonach przedniej części
ramy wymusiło między innymi zmianę
konstrukcyjną odgarniacza oraz potrzebę zastosowania elastycznego przewodu
łączącego zbiornik piasku z dyszą rozprowadzającą. Przy modernizacji tych
elementów należało przewidzieć możliwość regulacji położenia odgarniacza
Rys. 1. Wózek 1LNb
Rys. 2. Model obliczeniowy ramy wózka 1LNb [3]
49
Rys. 3. Układ hamulca na wózku 1LNb
(związanej ze zmniejszaniem się średnicy tocznej kół)
oraz dyszy rozprowadzającej w stosunku do główki
szyny.
2.2.3. Prowadzenie boczne silnika trakcyjnego
Modernizacja tego węzła polegała na nieznacznej
zmianie konstrukcji sworznia łączącego prowadniki
silnika z ramą wózka.
2.2.4. Układ nadajników prędkości do układu przeciwpoślizgowego
W związku z wprowadzeniem do lokomotywy 6Dk
układu przeciwpoślizgowego pozwalającego zwiększyć wydajność układu hamulcowego oraz zabezpieczyć powierzchnie toczne kół przed powstawaniem
tzw. „płaskich miejsc” zamontowano w pokrywie
maźnicy każdej osi czujniki prędkości.
2.2.5. Układ hamulca na wózku
Układ hamulca na wózku przedstawiony został na
rys. 3.
Wózek wyposażony jest w dwa rodzaje hamulca:
hamulec pneumatyczno-mechaniczny (poz. 2) oraz
hamulec pneumatyczno-mechaniczny z hamulcem
postojowym (poz. 1).
Na każde koło zestawu kołowego wózka 1LNb
działa jedno urządzenie hamulcowe uruchamiane blokiem cylindrowym z przełożeniem wewnętrznym i
nastawiaczem skoku tłoka: urządzenia te wyposażone
są w pojedyncze wstawki żeliwne.
Hamowanie kół jest typu dwustronnego a każdy
cylinder napędza układ dźwigni na jedno koło. Dodatkowo bloki cylindrowe znajdujące się po jednej stronie
wózka połączone są za pomocą dzielnika luzu, którego
zadaniem jest zapewnienie takiej samej odległości
klocków hamulcowych od powierzchni tocznej kół.
Jedno urządzenie hamulcowe zamontowane na
wózku może być uruchomione również za pomocą
siłowników sprężynowych hamulca postojowego.
Dźwignie hamulcowe zabezpieczone są, przed
możliwością przesuwu poprzecznego, z jednej strony
cięgnem przykręcanym do przeciwległych dźwigni, z
50
drugiej strony odbijakiem przyspawanym do ramy
wózka.
2.2.6. Układ smarowania obrzeży kół systemu REBS
Wózki wyposażone są w system smarowania
obrzeży kół firmy REBS. Kompletne urządzenie do
spryskiwania składa się ze sterownika, zbiornika,
pompy pneumatycznej, zaworu elektromagnetycznego.
Na wózku zamontowane są turbinowe urządzenia rozpylające, przewody elastyczne oraz dysze rozpylające.
Urządzenia do smarowania obrzeży kół mają za zadanie znaczne zmniejszenie zużycia obrzeży kół powstającego w wyniku kontaktu koła z szyną.
System smarowania obrzeży kół REBS pracuje na
tzw. hydraulicznych dyszach rozpyłowych wg systemu
turbinowego. Cała sieć przewodów za pompą działa
jak akumulator, magazynując środek smarowy. W ten
sposób w systemie przewodów znajduje się ok. 10%
środka smarowego i 90% powietrza. Dzięki temu podczas łącznego czasu rozpylania wynoszącego ok. 6
sekund, możliwe jest bardzo oszczędne spryskanie
obrzeża koła przy pomocy mieszaniny środka smarowego i powietrza. Przy właściwym ustawieniu dysz
rozpyłowych niemożliwe jest rozbryzgiwanie środka
smarowego poza obrzeże koła.
2.2.7. Osłony przekładni na wózku
Ze względu na występujące wycieki oleju smarującego z przekładni, została zmodyfikowana uszczelka
filcowa, która znacznie poprawiła szczelność połączenia osłony przekładni z kołem zębatym i tuleją łożyska
ślizgowego silnika trakcyjnego.
2.3. Wyznaczenie minimalnego promienia przejezdności
Jednym z podstawowych parametrów podawanych
w charakterystyce lokomotywy jest minimalny przejezdny promień łuku toru po jakim lokomotywa może
poruszać się podczas wykonywania prac manewrowych. Na rys. 4 przedstawiono schematycznie usytuowanie wózków 1LNb na łuku o promieniu R.
R=
7,5
= 59,39 m ≈ 60 m
2sin 3, 62°
Ostatecznie można stwierdzić, że najmniejszy
promień łuku toru, po którym przejedzie lokomotywa
wyniesie R = 60 m tylko wówczas, gdy luz na odbijakach zostanie powiększony do wartości s = 65 mm.
3. Podsumowanie
Rys. 4. Rozmieszczenie wózków lokomotywy
SM42 na łuku o promieniu R [5]
Maksymalny kąt obrotu wózka względem pudła
podczas przejazdu przez łuk toru o promieniu R = 60
m (z tytułu geometrii toru) można wyznaczyć na
podstawie wzoru
α = arcsin
a
2R
(1)
gdzie:
a – baza lokomotywy,
R – promień łuku.
Po wstawieniu danych liczbowych a = 7,5 m oraz
R = 60 m do wzoru (1) otrzymujemy
α = arcsin
7,5
= 3,58o
120
(2)
Jak wcześniej wspomniano w celu osiągnięcia
(wymaganej dla promienia łuku toru wynoszącego R
= 60 m) wartości kąta α należy zmodyfikować ograniczniki skrętu wózka.
Dotychczasowe parametry konstrukcyjne lokomotywy pozwalały uzyskać kąt α = 3,01° tym samym
umożliwiały wjazd w łuki o promieniu R = 71 m. Kąt
obrotu wózka względem pudła, jaki można uzyskać
powiększając luzy na ogranicznikach do wartości s =
65 mm można wyznaczyć z zależności
α = arcsin
2s
t
gdzie:
s – luzy na ogranicznikach skrętu,
t – odległość między odbijakami.
Po wstawieniu danych liczbowych s = 65 mm oraz
t = 2054 mm do wzoru (2) otrzymujemy
α = arcsin
130
= 3, 62°
2054
Najmniejszy promień łuku toru, po jakim swobodnie może przejechać lokomotywa można wyznaczyć ze wzoru
a
(3)
R=
2sinα
Podstawiając dane liczbowe a = 7,5 m oraz α = 3,62°
otrzymujemy
Przeprowadzona modernizacja pozwoliła na uzyskanie lepszych parametrów biegowych lokomotywy.
Zmodernizowany układ hamulcowy charakteryzuje
się lepszą sprawnością, mniejszą awaryjnością oraz
większą skutecznością hamowania. Wymierną korzyścią przeprowadzonej modernizacji jest możliwość
przejazdu przez najmniejszy promień łuku toru wynoszący R = 60 m, ponieważ wiele zakładów obecnie
użytkujących lokomotywę SM42 posiada promienie
łuku toru wynoszące właśnie 60 m.
Modernizacja wózka 1LN pozwoliła na poprawę
zespołów konstrukcyjnych wózka poprzez:
– odprężanie wibracyjne zwiększające parametry
wytrzymałościowe ramy,
– zastosowanie nowoczesnej pneumatyki zasilającej
układ hamulcowy,
– zmianę układu mechanicznego hamulca zwiększającą skuteczność hamowania,
– modyfikację uszczelnienia zwiększającą szczelności przekładni.
Tak wykonana modernizacja wózka 1LN pozwoli na
dalszą ekonomiczną i zwiększającą możliwości manewrowe oraz przewozowe eksploatację lokomotywy
SM42.
Literatura
[1] G a r d a s J., K r u g i o ł k a J., M a r c i n i a k Z.,
G r e k Z., K o z ł o w s k i W., Konstrukcja zmodernizowanej spalinowej lokomotywy manewrowej serii
SM42-2000, Materiały XII Konferencji Naukowej „Pojazdy Szynowe”, Poznań–Rydzyna 21–24 października
1996.
[2] A n t k o w i a k T., S o b a ś M., Opis techniczny wózka 1LNb, Instytut Pojazdów Szynowych TABOR, Poznań październik 2009.
[3] K r u ś M., Obliczenia wytrzymałości wózka 1LNb,
Instytut Pojazdów Szynowych TABOR, Poznań październik 2009.
[4] A n t k o w i a k T., S o b a ś M., Tymczasowe warunki
techniczne wykonania i odbioru wózka typu 1LNb dla
lokomotywy SM42 w wersji dwuagregatowej, Instytut
Pojazdów Szynowych TABOR, Poznań październik
2009.
[5] G r z e c h o w i a k R., S o b a ś M., Analiza przejezdności modernizowanej lokomotywy SM42 (6 DK) w
wersji dwuagregatowej (2×400 kW) przez łuk o minimalnym promieniu, Instytut Pojazdów Szynowych TABOR, Poznań październik 2009.
51

Pobierz ten numer w pdf

Transkrypt

Podobne dokumenty